diploma - www.tocilar.ro

Vizitati www.tocilar.ro ! Arhiva online cu diplome, cursuri si referate postate de utilizatori.

Tehnologia de executie si proiectare punte motorizata a unei masini de frezat

CONSIDERATII GENERALE ALE MASINILOR DE FREZAT

1.1GENERALITATI , CLASIFICARE , PARAMETRII PRINCIPALI. Masinile de frezat fac parte dintre cele mai productive masini-unelte si dupa grupa strungurilor sunt cele mai raspandite in industria constructoare de masini. Pe masinile de frezat se utilizeaza scule speciale , cu mai multe taisuri , numite freze. Miscarea principala de aschiere este de rotatie , iar miscarile de avans pot fi atat rectilinii cat si circulere . Prin frezare se prelucreaza suprafetele plane simple sau complexe , suprafete de revolutie cu generare dreapta sau cu o curba plana oarecare si suprafete spatiale analitice sau neanalitice. Ultimele tipuri de suprafete se prelucreaza pe masinile de frezat prin copiere sau pe masini de frezat cu comanda dupa program. Masinile de frezat se pot clasifica dupa diverse criterii si anume : -Dupa forma constructiva se deosebesc : masini de frezat cu consola , plane , portal , cu masa rotativa , verticale , orizontale , de frezat canale de pana , etc . -Dupa sistemul de comanda al ciclului de lucru avem : masini cu comanda manuala si masini cu comanda dupa program . Se mai ot clasifica dupa gradul de precizie , dupa dimensiuni si greutate . Parametrii caracteristici principali ai masinilor de frezat sunt latimea B a fetei active a mesei masinii : al doilea parametru este lungimea L a suprafetei active a mesei masinii si se obtine functie de parametrul principal B , prin respectarea conditiei L = (45) B Restul parametrilor caracterizeaza domenii de functionare ale masinii. Astfel , domeniul de reglare al turatiilor se obtine prin determinarea turatiei minime nmin cu relatia : 1000 Va min Ns min = [ rot/min] (1.1)

Pagina 1 din 118


Ds max Unde Va min este viteza minima de aschiere , se alege de regula la valoarea 20.25 m/min ; Ds max diametrul maxim al sculeicu care poate lucra masina si care se determina in functie de parametrul principal B din conditia Ds max = 0.7 B , viteza de aschiere poate fi determinata cu relatia : Va = Ds ns /1000 [m/min] (1.2) Pentru determinarea turatiei maxime se recomanda relatia : 1000 Va max Ns max = [rot/min] (1.3) Ds min in care : Va max este rezultata din conditile tehnologice de expuatare a masinii si sculei ; Ds min diametrul minim al frezei cu care se poate prelucra economic si se determina si relatia : Ds min = 0,1 Ds max Pentru a se putea realiza un anumit domeniu de reglare al avansurilor , se determina viteza de avans limita Ws . Deoarece la frezare viteza de avans se exprima in mm/min , se foloseste relatia : Ws = fd zs ns [mm / rot ] (1.4) unde fd este marimea avansului pe un dinte , in mm/dinte : zs numarul de dinti ai frezei , ns turatia frezei in rot/min ; fr avansul pe rotatie a frezei , in mm/rot : fr = fd zs Valoarea limita a vitezei de vans , rezulta prin inlocuirea pentru fd , zn si ns , valorile numerice corespunzatoare , rezultate din conditiile concrete de expluatare a masinii . Viteza economica Ve se determina cu relatia de forma : Ve = Cv D9s Kv / ( Tm fya txl apr zns ) [m/min] (1.5) in care : Cv este coeficient in functie de conditiile de frezare de materialul prelucrat , T durabilitatea economoca a frezei in min , ap- adancimea de aschiere , respective latimea de aschiere , in mm , g , m , x , y , r , n sunt exponenti (care depind de materialul de prelucrare si de conditiile de aschiere ) , Kv coeficientul global de corectare a vitezei si se calculeaza cu relatia : Kv = Km Ks Kxr , Km= Cm 180/HB ; Km = Cm (6,68/T)u (1.6) in care : Km , Ks , Kxr sunt coeficienti de corectare a vitezei de aschiere , in functie de : caracteristicile materialului prelucrat, (Km) , materialul sculei (Ks) si unghiul de atac al taisului Xr (K xr ) , Cm coeficientul de prelucrabilitate a materialului , U exponent si are valori 1,1,2 functie de Tr al materialului . Forta tangentiala de aschiere Ft se calculeaza cu relatia :Pagina 2 din 118


Ft = 9,8 CFXF fYFd zs apRF DsgF KF [N] (1.7) Unde : CF , XF , RF , gF sunt coeficienti pentru calculul fortei de aschiere , functie de materialul de prelucrat si de tipul frezei . KF = KR Kv coeficient global de corectare a fortei de aschiere , Kr-Kv , coeficient de corectare a fortei de ashiere functie de unghiul de degajare r ( Xr) si de viteza de aschiere (Kv). In vederea determinarii valorilor numerice ale factorilor care intra in relatiile de mai sus , trebuie procedat astfel ca sa se ia in considerare conditiile ce apar la aceeasi operatie.De exemplu , la calculul vitezei maxime de avans se ia in considerare acel diametru al frezei cu care se va presupune ca se va lucra , utilizand avansul maxim pe un dinte si cu turatia maxima . Nu se poate concepe ca freza cu dimetrul maxim utilizata pe acea masina , va lucra cu avans pe dinte maximsi cu turatia maxima a masinii.Desi s-ar putea ca in anumite situatii extreme sa apara un asemenea caz , nu se va lua in considerare la proiectarea masinii , deoarece timpul cat masina va lucra in asemenea conditii va fi foarte scurt. Deci nu justifica adoptarea unei structuri cinematice,complicate, costisitoare , care ar putea fi utilizata in mica parte. Pentru aceste cazuri extreme se admite compromisul ca masina nu putea fi expluatata economic. In general la calculul parametrilor mentionati se considera si pozitia cea mai defavorabila a prelucrarii , considerandu-se atunci cand scula si piesa de prelucrat se afl la distanta maxima fata de batiul frezei. Puterea motorului electric de antrenare Nem , a lantului cinematic principal se determina cu relatia : ap b vs Nem = [Kw] (1.8) 1000qs unde : ap adancimea aschiei , care pentru o masina mijlocie se ia 6..10 mm ; blatimea aschiei care se poate determina cu conditia de a fi aproximativ 0,6 Ds max , sau 0,8 B ; qs volumul specific de aschii indepartat , cm3 /Kw min , pentru otel qs = 5080 ; = 0,8 ; Vs viteza de avans in mm/min Puterea de aschiere la frezare pa , se determina cu relatia : Na = ft va/ (9,8 6000) [kw] : Na Nem (1.9) Recomandarile precizate anterior sunt valabile si la determinarea puterii motorului electric . Se ia acea valoare maxima a adancimii si latimii stratului de adaus de indeparta , la care se opresupune ca se lucreaza cu avans maxim .

Pagina 3 din 118


MASINI DE FREZAT CU CONSOLA 1.1.1GENERALITATI ,CLASIFICARE . Masinile de frezat cu consola sunt destinate pentru prelucarea pieselor de dimensiuni mici si mijlocii. Dupa pozitia arborelui principal aceste masini pot fi : orizontale si universale (cele universale sund de fapt masini de frezat orizontale la care se poate monta un cap de frezat vertical sau cap de morezat) fig.1.1 si verticale fig 1.2.

Fig 1.1 fig1.2

Componenta constructiva a masinii de frezat universala sin fig. 1. este formulata din 1-placa de baza ; 2 -botia ; 3- transversa mobila ; 4 -dorn port scula ; 5- scula ; 6- arbore principal ; 7 -ghiajul ; 8- consola ; 9- surubul consolei ; 10- ghidajul consolei ;11- support transversal ; 12- masa. In compunerea constructiva a masinii de frezat vertical fig.2 intra urmatoarele : 1-placa de baza ; 2- batiu ; 3- ghidajele batiului ; 4- consola ; 5 surubul consolei ; 6- ghidajele consolei ; 7- support transversal ; 8- masa ; 9- arborele principal. Miscarea principala A este executata de arborele principal si este transmisa de la lantul cinematic principal , aflat in batiul miscarii. Miscarile de avans se executa de catre masa masinii in trei directii rectangulare , longitudinal B , transversal C si vertical D. Viteza miscarii de avans poate fi reglata de la cutia de avansuri montata in consola masinii. Tinand cont de clasificarea prezentata mai sus frezele cu consola fabricate in tara noastra se simbolizeaza prin initialele respective :FO ; FV ; FU. Numerele incluse in simboluri se refera la dimensiunile mesei , de exemplu FU 32x132 (masina de frezat universala avand masa cu latime de 325 mm si lungimea de 325 mm) , FV 36x140 CF, masina de frezat verticala-cap fix ; FV 36x140 CR , msina de frecat verticala cu cap rotativ . Masinile de frezat universale pentru scularie contin in simbolul lor initiala S , de exemplu FUS. FU 25 (250 latimea mesei). 1.1.2 MASINI DE FREZAT UNIVERSALE Masinile de frezat universale au o larga raspandire fiind utilizate atat in productia de unicat , cat si in cea de serie la prelucrarea pieselor de dimensiuni mici si mijlocii. CaracterulPagina 4 din 118


universal al acestor masini este dictat de posibilitatile tehnologice multiple rezultate di dotarea lor cu cap de frezat vertical si cu o serie de dispozitive auxiliare ( cap divizor , masa otativa , menghina inclinabila , etc.) , precum si de unele particularitati constructive care permit , de exemplu , pivotarea piesei in plan orizontal. Constructia si cinematica simplificata a masinilor de frezat universale este prezentata in fig 1.3. Batiul B al masinii, fixat pe placa de baza Pb este prevazut cu ghidaje verticale pe care se deplaseaza consola C. Consola este prevazuta in partea superioara cu ghidaje pe care gliseaza sania transversala ST. Masa M se deplaseaza pe ghidajele unei placi orientabile montata pe sania transversala. Scula se monteaza pe AP, fie pe dornul portfreza care poate fi sprijinit suplimentar in suportul exterior SE , montat pe bratu support BS, plasat pe ghidaje in coada de randunica in partea superioara a batiului.

Fig 1.3

Varietatea mare a prelucrarilor pe masinile de frezat cu consola universale, au suprafata de lucru a mesei de 250, 320 si 360 mm , iar domeniul de reglare al turatiilor , relativ extinse (Rn = 25 100), cuprinzand 8 24 trepte de turatii cu rotatia = 1,18 1,4 si au valori cuprinse intre 25 si 2000 rot/min. Avansurile de lucru sunt etajate de asemenea in serie geometrica cu 12 32 trepte in domeniul 10 1000 mm/min. Miscarea principala de rotatie a frezei este actionata la motorulo ME1 prin cutia de viteze Cv . Turatia sculei se exprima prin relatia de forma : nAP = n61 i1 icv i2 = cp icv [rot./min] (1.10) unde : Cp este constanta lantului cinematic principal ; icv ratul de transfer, al cutiei de viteze ; i2 , i1 rapoarte constante. Avansurile sunt actionate de la motorul Me2 de la care miscarea se transmite la cutia de avansuri cu raportul de transfer ica , la unul din suruburile Sc1 (pentru avansul longitudinal al consolei ) , deplasarea piesei pe una din cele 3 directii fiind comandata prin inchiderea cuplajului C 1 si a unuia di cuplajele C2 , C3 , si C4. Vitezele de avans se exprima prin relatiile : Wl = no2 i3 ica i4 i5 ps1 [mm/min] Wt = no2 i3 ica i4 i6 ps2 [mm/min] (1.11) Wv = no2 i3 ica i4 i7 ps3 [mm/min]Pagina 5 din 118


in care : ps1, ps2, ps3 reprezinta pasul celor trei suruburi conducatoare. Pentru realizarea pozitionarii piesei fata de scula , masinile de frezat cu consola poseda avansuri rapide , transmise printr-un lant cinematic rapid Lr care ocoleste cutia de avansuri. Prin inchidere cuplajul Cr , miscarea ajunge la unul dintre cele trei suruburi , realizandu-se vitezele de deplasare rapida (Wr): Wrl = no2 ir i5 ps1 Wrt = no2 ir i6 ps2 [mm/min] (1.12) Wrv = no2 ir i7 ps3 Actionarea suruburilor conducatoare in vederea pozitionarii piesei fata de scula se poate realiza si manual cu ajutorul rotilor de mana : m1 , m2 , m3 , prin cuplarea cuplajelor cu ghiara : c5 , c6 , c7 care corespunzatoare celor trei roti de mana . 1.2.3 MASINI DE FREZAT VERTICAL CU CONSOLA. Au cinematica identica cu a masinilor de frezat universale sau orizontale , fapt care determina ca unele ansamble sau subansamble sa prezinte aceleasi solutii si forme constructive fig 1.4. Diferenta caracteristica o prezinta numai pozitia verticala a arborelui principal Ap , din care cauza batiul are o forma modificata a partii superioare. Masinile verticale de frezat executa aceleasi miscari ca si masinile universale sau orizontale de frezat. In general la masinile de frezat vertical cutia de avansuri este amplasata in partea inferioara a batiului , fiind actionata de motorul principal ME , prin derivatia L1-L2. Legatura cinematica dintre cutia de avansuri si mecanismele consolei se realizeaza prin angrenaje conice si bara alunecatoare sau prin transmisie cardanica si bara telescopica.

Fig 1.4

1.2.3.1 MASINA DE FREZAT PENTRU SCULARIE

Masinile de frezat pentru scularie se construiesc intr-o gama larga de dimensiuni , de la mici la dimensiuni mijlocii avand motoare de antrenare de 0,25.4 kw. Masinile cu consola pentru scularie se construiesc cu un grad de complexitate mai ridicat , fig 1.5. InPagina 6 din 118


afara posibilitatii de rotire a arborelui principal , subansamblul consolei este astfel construit sa permita rotirea mesei dupa cele trei axe rectangulare . Gradul de universalitate al masinii se poate marii prin posibilitatea montarii unor capete port scula speciale , pentru frezare orizontala , inclinata , pentru mortezare , etcPe masa masinii se pot monta dispozitive auxiliare , ca de exemplu , masa rotativa si rabatabila , cap divizor , etcMiscarile la aceste dispozitive se pot obtine manual sau mecanic prin realizarea legatturii cinematice a acestora la lantul miscarii de avans. Cinematic masinile de frezat pentru scularie se aseamana cu masinile de frezat universale , executand cat mai deplin cerintele impuse masinilor-unelte de precizie ridicata , adica de o igiditate mare si miscari uniforme la organele mobile , impunand masuri in acest sens si modularea accesorilor utilizate.

Fig 1.5

Principalele caracteristici ale masinilor de frezat cu consola sunt prezentate in tabelul 1. 1.2.4 STRUCTURA CINEMATICA A MASINILOR DE FREZAT CU CONSOLA 1.2.4.1. MASINA DE FREZAT UNIVERSAL FU1 Masina de frezat universal FU1 are structura cinematica in fig 1.6. Actionarea principala are formula structurala 18=31332g , asigurand un sir de turatii in progresie geometrica cu ratia = 1,25 . Aceasta masina se caracterizeaza printr-o capacitate productiva ridicata si printr-o buna manevrabilitate , asigurata prin solitii constructive judiciare ca dublarea comenzilor (prin butoane si manete plasate in fata masinii si lateral) , schimbarea turatiilor se realizeaza prin mecanisme selectoare , franarea arborelui principal prin contracurent (inversarea a doua faze la motorul electric) cu utilizarea unui releu de viteza. Masina permite de asemenea, prelucrarea in ciclul automat, cu comenzile date prin limitatoare de cursa. Motorul actionarii principale Me , este reversibil, ceea ce asigura inversarea sensului miscarii principale.

Pagina 7 din 118


Fig 1.6.

Pe arborele principal IV (AP) este plasat un volant v care serveste prin energia inmagazinata, la invingerea supraincalcarilor, asigurand astfel o functionare uniforma a AP. Modul de transmitere a miscarilor poate fi urmarit in schema fluxului cinematic din fig 1.7 , iar turatiile arborelui principal sunt prezentate in diagrama turatiilor arborelui principal sunt prezentate in diagrama turatiilor din fig 1.8, cuprinse intre 30 si 1500 rot/min. Mecanismele miscarilor de avans si pozitionare ale presei pe cele directii sunt amplasate in consola masinii fiind actionata de motorul ME2 . Cele trei grupe cinematice ale cutiei de avansuri asigura reglarea in trepte a vitezei de avans , avand ecuatia structurala 18=33 x 31 x (1+1) si ratia = 1,25 de la care miscarea :

Fig 17.

Se distribuie la suruburile conducatoare . Diagrama avansurilor longitudinale este prezentata in figura 1.9 .Valorile limita ale vitezei de avans longitudinale si transversal B si C sunt 19 la 950 mm/min. Selectarea miscarilor de avans pe cele trei directii se obtine prin inchiderea unuia dintre cuplajele C4 , C5 , si C6 ( C6 pentru miscarea de avns nu este prezentat in schema ). Pentru deplasarea rapida a verigilor executate , se deschide cuplajul C2 ( roata 40 devine libera fata de arborele IX )si se inchide ambreajul electromagnetic C3. Prin aceasta comutare se scoate din functiune cutia de avansuri , iar miscarea se transmite de la motorul ME2 la arborele IX , prin rotile dintate 26-44-57-43. Viteza de deplasare rapida a mesei se calculeaza tinandu-se seama de turatia motorului electric ME2 , raportul total de transfer al lantului cinematic de avans intre arborele motorului pe care se afla montata roata dintata cu numarul de dinti 26 si surubul conducator sc , al mesei si pasul surubului respectiv (psc1 6 mm) rezulta : 26 28 18 18 18 Wr = 1440 6 2300 [ mm/min ] 40 35 37 16 18

Pagina 8 din 118


Fig 1.8

Fig 1.9

Prin deschiderea cuplajelor C4 , C5 si C6 se poate realiza actionarea manuala a verigilor executante , actionandu-se manete cuplabile m1 ; m2 si m3 . In figura 1.10 este prezentata structura cinematica a msinii de frezat universale tip 683. Aceasta masina de frezat primeste miscarea pentru actionarea miscarilor de avans de la lantul cinematic principal prin intermediul unei transmisii cardanice. Ungerea este centralizata pentru actionarea principala si de avansuri , iar agentul de ungere este preluat de la pompa Pu actionata de motorul actionarilor M E si transmis la punctele de ungere.

Fig 1.10 Pentru determinarea turatiilor arborelui principal AP se utilizeaza formula generala : D1 29 25 nm = tc iII-III iIII-IV iV-VI = nAP (1.13) D2 29 65 De exemplu , se va putea determina turatia minima , sunstituindu-se valorile numerice ale rotilor dintate ale rapoartelor de transfer si turatia motorului : 58 29 21 22 25 20 1540 0,98 = n1= 25,9 [rot/min] 104 29 37 49 65 60 Pentru transmisia prin curele trapezoidale , se admite ca alunecarea este de 2 % in acest caz randamentul transmisiei va fi tc = 0,98. Determinarea miscarilor de avans se efectueaza cu urmatoarele formule de calcul : Pentru avansurile longitudinale : fl D1 21 20 42 42 28 19 nm = tc iVIII IX iIX-X iX-XI Pagina 9 din 118


D2 37 42 38 42 35 34 34 29 23 25 p1 = fl [mm/min] (1.14) 38 29 23 25 Pentru avansurile transversale : fv D1 21 20 42 42 28 19 nm = tc iVII-IX iIX-X iX-XI D2 37 42 38 42 35 34 34 29 24 p2 = ft [mm/min] (1.15) 38 29 24 Pentru avansurile verticale : fv D1 21 20 42 42 28 19 nm = tc iVII-IX iIX-X iX-XI D2 37 42 38 42 35 34 34 18 p3 = fv [mm/min] (1.16)

Prin substituirea valorilor minime ale tuturor rapoartelor de transfer se determina avansurile minime flr . Avansul minim longitudinal rezulta : 58 21 20 42 17 19 14 42 28 1450 0,98 104 37 42 38 37 33 41 46 35 19 34 29 23 25Pagina 10 din 118


6 = 18,98 [mm/min] 34 38 29 23 25 Ecuatia lantului cinematic pentru deplasarea rapida a mesei are forma : D1 32 28 19 34 29 23 25 nm tc p1 =flr (1.17) D2 25 35 34 38 29 23 25 Daca se substituie valorile numerice, se obtine : 58 32 28 19 34 29 23 25 nm 0,98 6 = 2434 104 25 35 34 38 29 23 25 [mm/min] Cu ajutorul capului divizor , la masinile de frezat universale se frezeaza canale de pana elicoidale , danturi elicoidale etc , prin legarea acestuia la surubul conducator al mesei , cu roti de schimb fig 1.11. Pentru a se putea obtine un canal elicoidal pe piesa este necesar sa se transmita acesteia , in mod simultan , doua miscari si anume : o rotatie in jurul axei sale si o translatie in lungul acesteia. Deplasarea piesei se executa de catre masa masinii de frezat , care primeste miscarea prin surubul conducator Sc.

Fig 1.11 Miscarea de rotatie pentru piesa se preia de la surubul conducator mantandu-se rotile de schimb AD , BD , CD , DD care fac legatura intre surubul conducator si capul divizor. Pentru obtinerea canalului elicoidal este necesar ca piesa sa execute o rotatie completa in timpul cat ea se deplaseaza, cu marimea pasului PE, fig.1.11.b. Ca deplasari teoretice se adopta o rotatie a arborelui capului divizor si deplasarea PE a mesei masinii, egala cu marimea pasului canalului elicoidal. In acsest caz ecuatia care leaga aceste deplasari teoretice ale verigilor executante va fi de forma : z0 z1 z3 z5 1Pagina 11 din 118


I(rot AP) psc = pE (1.8) K z2 z4 z6 iD AD CD unde : iD = este raportul de transfer al rotilor de schimb BD DD psc - pasul surubului conducator, in mm; pE pasul canalului elicoidal, in mm Deci se obtine formula de calcul de forma : 1 k z2 z4 z6 PE = (1.19) iD z0 z1 z3 z5 psc sau daca se noteaza :

z0 z1 z3 z5 psc CD = (1.20) k z2 z4 z6 PE unde : CD = 40 : 60 : 80 , este caracteristica capului divizor . Exemplu : Sa se frezeze un canal elicoidal cu pasul elicoidal PE = 1240 mm , avand CD si psc = 6 mm

psc 6 360 845 24 45 AD CD iD = CD = 60 = = = = PE 1240 1240 20 62 60 62 BD DD 1.2.4.2 MASINA DE FREZAT CU CONSOLA Au cinematica identica cu a masinilor de frezat orizontale, fapt care determina ca unele ansamble si subansamble sa prezinte aceleasi solutii si forme construcive. Diferenta

Pagina 12 din 118


caracteristica o prezinta numai pozitia verticala a arborelui principal AP, din care cauza batiul are forma modificata a partii superioare. Masina de frezat vericala tip 615 are structura cinematica prezentata in fig. 1.12, iar schema fluxului cinematic a masinii de frezat este prezentata in fig. 1.13. Constructiv, masinile de frezat verticale pot avea capul de frezat si arborele principal nedeplasabil axial. Propriu-zis aceste masini nu au un cap de frezat deoarece acesta face corp comun cu corpul masinii. De aceea ele prezinta o rigiditate sporita si ca urmare sunt folosite pentru regimuri de aschiere mai grele. Anumite masini de frezat verticale au capul de frezat fix si arborele principal deplasabil axial pentru a usura pozitionarea sculei,l iar altele se construiesc cu capul de frezat deplasabil (vezi fig.1.12.). Spre deosebire de tipurile precedente, la acestea din urma, capul de frezat nu face corp comun cu corpul masinii, avnd posibilitatea sa se deplaseze in sens vertical, impreuna cu arborele principal. Pentru a crea posibilitatea prelucrarii suprafetelor inclinate, unele tipuri de masini de frezat verticale cu consola se constryuiesc cu capul de frezat inclinabil si arborele principal deplasabil axial, marind in felul acesta si posibilitatea de reglare a sculei. Cinematic masinile de frezat sunt formate din lantul cinematic principal, pentru actionarea sculei, lantul cinematic de avans , pentru deplasarea mesei pe cele trei directii si lantul cinematic de reglare si pozitionare, care partial este identic cu cel de avans. Lantul cinematic principal al masinii de frezat 615 (din fig 1.12), contine transmisie prin curele trapezoidale, mecanismul de inversare a sensului de rotatie la arborele pricipal si cutia de viteze. Aceasta are forma structurala 16=41 x 24 x 28, asigurand gama de turatii n = 16500 rot/min, cu ratia = 1,25. Pinala arborelui principal si sania capului de frezat asigura miscarile de pozitionare a sculei E si F. Fig 1.12. Fig 1.13 Lantul cinematic de avans si pozitionare sunt derivate din lantul cinematic principal, prin transmisia 21/37, din arborii II si IX. Cutia de avansuri realizeaza 16 trepte ale vitezelor de avans, cu formula structurala : 16 = 41 x 24 x 28, cu vitezele de avans longitudinale Wl = 15,6..550 mm/min. , cu ratia progresiei geometrice = 1,25. Miscarea de pozitionare rapida a verigilor executante se obtine pri decuplarea cuplajului C2 si cuplarea cuplajului C3, solidarizand astfel roata de lant cu numarul de clienti 25, cu arborele XIV. Legatura intre cutia de avansuri si mecanismele acesteia se face prinPagina 13 din 118


transmisia cardanica AC. Cuplajele C4 si C5 din actionarea consolei servesc pentru inversarea sensului miscarilor de avans-pozitionare. Selectionarea miscarilor de avans pe directiile B, C si D se obtine prin decuplarea unuia din cuplajele : C5, C7, si C8. In fig. 1.14 este prezentata structura cinematica a masinii de frezat vertical tip 610 B, cu cap de frezat inclinat si arborele principal deplasabil. Deplasarea transversala a mesei si verticala a consolei ca si deplasarea verticala a arborelui principal se executa manual . Capul de frezat poate fi rotit cu un unghi de 15, intr-o parte sau in alta, fata de pozitia lui verticala. Schema fluxului cinematic al masinii de frezat vertical este redata in fig 1.15. Pentru determinarea turatiilor arborelui principal se foloseste formula generala : D1 18 72 25 n = tc iII-III iIII-IV = nAP (1.21) D2 54 58 31 Pe baza acestei formule, turatia maxima a arborelui principal este : 127 18 45 45 72 25

nApmax = 1430 0,985 = 526,4[rot/min] 189 54 27 45 58 31 Numarul treptelor de turatii ale arborelui principal este opt (8), dupa cum rezulta din schema fluxului cinematic.

Fig 1.14 Fig 1.15.

Pentru determinarea avansurilor se foloseste formula : D1 18 26 50 24 14 22 n = tc iVII-VIII p =D2 50 50 54 50 35 40 56 22Pagina 14 din 118


Marimea avansului maxim se determina, substiduindu-se valorilor maxime ale rapoartelor de transfer intre arborii alaturati iar pentru avansul minim se introduc rapoartele de transfer minime intre arborii de transmitere a miscarii. Pe baza acestor considerente avansul maxim longitudinal al mesei (fl ) este dat de formula : 127 18 26 50 47 24 14 22

1430 0,985 6 = flmax = 427 189 54 50 35 21 40 56 22 [mm/min] Numarul treptelor ale seriei de avansuri este 16. Frezarea unei spirale Arhimedice se executa cu aceasta maxima, folosind capul divizor, legat cinematic de lantul de avans al mesei. In timpul frezarii, masa cu capul divizor, purtand piesa (cuma plana), se deplaseaza uniform, in timp ce piesa primeste simultan o miscare de rotati uniforma, iar combinarea celor doua miscari realizeaza procesul de frezare.

2 PROIECTARE PUNTE MOTORIZATA 97 23 000 Puntea motorizata (PM) ce face obiectul acestui proiect de diploma este destinata a fi utilizata la masinile de frezat universale FU 36 si masinile de frezat orizontale FO 36 pentru a le spori domeniul si posibilitatile de lucru privind operatiile de frezare, gaurire, alecare si mortecare prin intermediul : capatul de frezat vertical ; capatul de frezat cu pinala ; capatul de mortezat cu care puntea motorizata poate fi dotata , putand prelua si functia bratului superior prevazut pentru contralagar cu care sunt dotate aceste tipuri de masini de frezat. Puntea motorizata poseda instalatie si actionare electrica independenta, cutie de turatii proprie si poate prelucra simultan cu masina-unealta.

Pagina 15 din 118


Montarea P.M. pe masina de frezat se face in locul bratului superior in ghidajele superioare, coada de randunica , ale batiului, prin cele doua achiuri de ridicare (poz.25) plasate deasupra P.M.(se interzice utilizarea unui singur ochi de ridicare). Pozitionarea si deplasarea in plan orizontal a P.M se face prin intermediul cremulierei existente la partea inferioara a acesteia. Montarea capetelor de punte se face astfel : capul care trebuie montat se ridica in macara, se ghideaza gulerul flansei in atelajul din punte si se roteste axul principal al capului pana cand axul canelat al acestuia intra in bucsa canelata din punte ; se preseaza carcasa in continuare, miscand acum melcul din puntea superioara a P.M., pana se realizeaza angrenajul usor cu roata conjugata a capului. Se centreaza capul, se preseaza stiftul de centrare si se strang cele patru suruburi, blocand pe punte. Ungerea se realizeaza prin balbotare, manual ungandu-se numai melcul pentru rotirea capului cu unsoare RUL 165 STAS 1608-72 folosind o pompa tecalemit. Umplerea cu ulei pana la nivelul trasat pe vizor, se face pe deasupra prin dopul de umplere, iar golirea prin dopul de golire din fata jos. Instalatia electrica este montata in partea stanga a masinii, in spate, la fel comutorii electrici si manetele pentru schimbarea turatiilor. Din cele N = 12 variante structurale, analizate la punctul 1 am ales N = privind constructia si dimensionarea P.M. tinand cont de urmatoarele considerente : -dimensiunile de gabarit impuse de locul ce-l ocupa in prezent brtul superior pentru contra lagar existent in dotarea acestor masini de frezat precum si a ghidajelor in coada de randunica ; -prelucrarea carcase (Fc x 250 turnat) dintr-o singura fixare pentru montarea elementelor interioare ce realizeaza gama de turatii ; -executia robusta, sigura in expluatare, ce asigura un grad inalt privind precizia prelucrariloroperatiilor ce le executa P.M. ; -intretinerea si reparatia comoda, fara eforturi suplimentare sau ajutoare. Caracteristici tehnice ale P.M. Numarul treptelor de turatie12 Limitele electromotorului la iesire..40 1eco rot/min Puterea electromotorului de antrenare 55 kw Turatia in gol a electromotorului de antrenare 1500 rot/min Dimensiunile de gabarit (L x l x h) .1500 x 420 x 420 mm Masa neta ..cca 350 kgPagina 16 din 118


2.2 REPREZENTAREA GRAFICA A CINETICII P.M. 2.2.1 STABILIREA GAMEI DE TURATII Varietatea mare de prelucrare a diferitelor piese face ca domeniul de reglare a turatiilor sa fie relativ extins ( Rn = 2 7 ), cuprinzand 2..7 trepte de turatii etajate in serie geometrica cu valori cu prinse intre 40 1800 rot/min , cu ratia intre : = 1,2 1,40. Miscarea principala de rotatie a frezei este actionata de la motorul principal ME1, prin cutia de turatii a PM(CTPM). Turatia sculei se exprima prin relatia : n = no1 iCTPM [rot/min] (2.1.2) Turatia se poate determina si functie de viteza economica (Ve) si diametrul frezei (Ds) cu relatia : 1000Ve n = [rot/min] (2.2.2) Ds

2.2.2 SCHEMA CINEMATICA A P.M. Schema cinematica este o reprezentare simbolica a organelor si mecanizmelor ce compun lanturile cinematice ale puntii motorizate (P.M) simplificandu-se mult redarea grafica in comparatie cu reprezentarea desenului tehnic. In fig.2.1.a este prezentata schema cinematica a P.M. pentru masinile de frezat universale FU 36 si orizontale FO 36 cod de fabricatie : CUPS 331.311. In fig. 2.1.b si fig. 2.1.c sunt prezentate schemele de principii ale compunerii cinematice din fig .21.a.

Fig 2.1.a

Fig 2.1.bPagina 17 din 118


Fig 2.1.c 2.2.3 LANTUL CINEMATIC AL P.M. Lantul cinematic cuprins in P.M., transmite miscarea de la motorul electric ME1 prin cuplajul C1 cu raportul de transfer 1:1 de la arborele I la arborele II miscarea se transmite prin raportul de transfer Z1/Z2. Dela arborele II, miscarea se transmite prin raportul Z3/Z4, tot la arborele III se poate transmite si raportul de 1 :1 prin z1 (exterior si interior), direct de la ME1. In continuare de la arborele III la arborele IV, miscarea se transmite prin trei posibilitati , date de rapoartele : Z5/Z6 : Z7/Z8 si Z9/Z10. Arborele IV, transmite la arborele V miscarea prin rapoartele celor doua perechi de roti Z11/Z12 si Z13/Z14. In sensul normal de rotatie al arborelui pricipal rezulta numarul treptelor de turatii de formula structurala : 12 = 2 x3 x2 . Posibilitatile de transmitere a miscarii descrise mai sus pot urmarii mai usor cu ajutorul scemei fluxului cinematic prezentat in fig 2.2.a de la motorul electric ( ME1), la arborele principal (AP), iar diagrama de turatii fig.2.3 are ecuatia structurala : 1 x 31 x 33 x 25,5 = 18

Fig 2.2.a

Fig 2.2.b

2.2.4 TRASAREA GRAFICULUI DE TURATII In scopul determinarii rapoartelor de transfer i si deci a transmisiilor din grupe, pentru varianta retelei structurale Rs aleasa, se constituie graficul denumit diagrama turatiilor.

Pagina 18 din 118


Regulile pentru diagrama turatiilor se mentin de la reteauaa structurala (acestea nu se mai repeta), cu doua deosebiri : - turatiile sunt reprezentate totdeauana in ordinea marimii n1 : n2 : n3 ..nz diagrama nu este simetrica decat pentru cazuri foarte particulare si atunci solutia in general este convenabila din punct de vedere energetic, constructiv, etc. Pentru aceeasi varianta a retelei structurale pot exista cel putin cateva variante ale iagramei turatiilor, iar la VR cu Z mare, chiar mai multe. Pentru trasare se tine cont ca sirul final (n1 : n2 : n3 ..nz ), la AE este cunoscut si deasemenea turatia de intrare -n1 . Aceasta poate fi de la un motor sau de la un alt LC. Oricum se uramareste ca ea sa fie spre turatiile maxime (din considerente de dimensiuni minime ale transmisiilor ), iar cu electromotoare este frecvent turatia acestora (la EMAT-uri) Rezulta ca variantele se obtin schimband marimile grupelor de turatii intermediare. In fig 2.3 sunt redate doua variante pentru reteaua structurala optima R1 , fig 2.3.c.

Fig 2.3. Rapoartele i se citesc direct din diagrama si daca dupa trasare nu se indeplineste 2.8 conditia : Iplim = imax x lim/iminlil = (2/1) : (1/4) = 8 sau Iplim = : (1/5) =14 1 respectiv sa avem : iminlim i imaxlim, pentru oricare din valori, se cauta variantele care permit respectarea conditiilor onstructive mentionate. De exemplu pentru varianta 11 1A din figura 2.3 avem : i3min = ( pentru actionare principala ), etc. p3 4 Citirea directa a rapoartelor I- ca in fig. 2.3 se bazeaza evident pe cunoasterea relatiei . Se mai pot apoi schimba insusi formulele structurale z = P1 P2Pw (conform celor ce urmeaza), deci formula nu poate oferii mai multe variante. Daca m numarul lor, ca urmare a structurii : w1 numarul variantelo R, iar dg numarul diagramelor posibile este Npd = m w1 dg , din care o parte pot fi egale ca avantaje. Oricum, deci o VR are foarte multe variante posibile de realizare.

Pagina 19 din 118


Valorile fundamentale a ratiei , admise prin ISO, asa numita serie Rzu, din care rezulta = 1,12 : - 1,25 (6) : -1,4 (1) : -1,6 (58) 1,8 (78). - Alegerea valorilor rationale ale ratiei , are loc in functie de In : n1 si nk (nz), pe baza relatiilor 2.1 si apoi ajustandu-se la cele standardizate. In legatura cu valorile ratiei se observa ca = 1,06 duce la multiple trepte ( multe angrenaje) si deci este indicata numai la MU cu miascare R si AP si mari ( de exemplu carusele ) . Mai frecvent si mai indicate la MU mijlocii sunt = 1,12 si = 1,26. La mai mici a pieselor (la laminate ), = 1,58 si = 1,78. La MU , in general : = 1,06 , = 1,12 ; = 1,26. Valorile rationale ale numerelor de trepte z, se prefera sa corespunda la Z = 2E1 3E2 , unde E1 si E2 numere intregi. Deci z = 2 ; 3 ; 4 ; 6 ; 8 ; 9 ; 12 ; 16 ; 18 ; 24 ; 27 ; 32 ; 36 ; si altele (fara a fi deci un sir absolut.). Cele mai frecvente sunt : z = 3 ; 4 ; 6 ; 8 ; 12 ; 24. - Turatiile standardizate, cu nr. De trepte z preferentiale cu nr. Intregi de dinti, sirul teoretic va trebui sa devina unul de calcul real, mai ales ca si turatiile EMAT-urilor in sarcina nominala, alunecare cu circa 6 0/1 adica = 1,06. Ca urmare exista o toleranta fata de valorile sirului teoretic stabilite de 10 ( 1 ) % si deci o abatere a turatiei clculate pe baze reale ncr-trebuie sa fie incadrata in limitele admise si normativele in vigoare. - Marimile de iesire normale se constituie pe baza sirurilor de numere rotunjitte conventional , avand una din rotatiile 40, 20, 10 sau 5 cu conditia suplimentara ca aceste siruri sa contina si unitatea prin termenii lor. Sirurile astfel constituite se noteaza prin : R40, R20, R10 si R5. Numerele din intervalle se determina din numerele acestui interval prin multiplicare cu 10 la o parte pozitiva sau negativa. Din sirurile fundamentale, rezulta siruri derivate care au relatiile : 40 = 4010 = 1,06 (2.4) 2 10 = 20/2 = 220 (2.3)2 20 = 2010 = 1,06 20/3 = 320 = 1,40 10 = 1010 = 1,06 20/4 = 420 = 1.50 5 = 510 = 1,06 20/6 = 620 = 2,00

Pagina 20 din 118


Numarul de termeni a unui sir dintr-un interval este egal cu ordinul radicalului relatiei (2.3). Astefel sirul R40 (40 ), poseda 40 termeni in intervalul 1-10, sirul R20 : 20 de termeni si asa mai departe. Sirul numerelor normale sunt serii geometrice zecimale, astfel ca termenul E, E1 fiind ordinul radicalului, este de 10 ori mai mare decat cel luat drept primul. Sirurile R 40, R20, R10, R5 sunt siruri fundamentale, din ele putandu-se constitui siruri derivate. Valorile sirurilor fundamentale rotunjite sunt date in intervalul (2.1) Astfel sirurile derivate rezulta : sirul R20/3 cu relatia 20/3 , deriva din sirul R20 luand termeni din 3 in 3 sau din sirul R40, luand termenii din 6 in 6, adica : R20/3 : 1,00, 1,40 : 2,00 : 2,80 :.., iar sirul R20/6 cu ratia 20/6 : 1,00 : 2,00 : 4,00

SERII FUNDAMENTALE ROTUNJITE R40 R20 R10 R5 R40 40=1,06 100,00 106,00 112,00 118,00 125,00 132,00 140,00 150,00 160,00 170,00 180,00 190,00 200,00 212,00 224,00 236,00 250,00 265,00 280,00 300,00 112,00 125,00 125,00 140,00 160,00 160,00 180,00 200,00 200,00 224,00 250,00 250,00 250,00 100,00 20=1,12 100,00 100,00 355,00 375,00 400,00 425,00 450,00 475,00 500,00 530,00 560,00 600,00 630,00 670,00 160,00 710,00 750,00 800,00 850,00 900,00 950,00 10=1,25 5=1,60 40=1,06 315,00 355,00

R20 20=1,12 315,00

R10 10=1,25

R5 5=1,60

315,00 355,00 400,00 400,00 450,00 500,00 500,00 560,00 630,00 630,00 710,00 800,00 800,00

250,00

400,00

630,00

280,00 950,00 Evident ca se pot constitui si alte siruri derivate cum ar fi R40/3 cu 40/3 =1,18, etc.

Pagina 21 din 118


Toate sirurile fundamentale : R20 : R10 si R5 pot fi considerate ca siruri derivate, care contin si unitatea printre termenii lor. Astfel R20 = R40/2R10 = R20/2 R40/4 (2.5)2 R5 = R10/2 = R20/4 = R40/8

Numerele normale cu o explicatie exstinsa in tehnica, fiind luate ca baza in standardizarea caracteristicilor de orice natura, de exemplu : diametrele, lungimi, volume, greutati, viteze, turatii, etc.(STAS 283 69 ). Faptul ca turatiile motoarelor electrice asincronice pentru actionarea LC principale se gasesc in sirul R40, iar turatiile in sarcina sunt cuprinse in R40 si R20, determina utilizarea lor. b) Alura generala a diagramei turatiilor, considerand raporturile medii din grupe poate avea doua extreme, schitate in fig.2.3.c pentru no la intrare si nAP= media turatiilor la iesire. Varianta T-I-N, a turatiilor inalte (pentru dimensiuni mici), duce ultimul imin la imin < imin lim. Cresterea si coborarea turatiei poate provoca vibratii. Varianta J-O-S a turatiilor joase, duce inutil la dimensiuni grosiere. Varianta O-P-T, optima, mentine turatiile inalte maximum posibile si le coboara in ultima grupa imin imin lim

fig 2.3c

C) Utilizarea ratiilor diferite in sirul de turatii pemtru miscarea principala sau de avansuri este dedusa din ratiune unei expulatari mai bune a MU, dar nu poate fi insa sadisfacuta in mod acceptabil, decat in cateva cazuri particulare. Datele statistice, ale utilizarii diferitelor trepte, in expluatarea MU, au permis determinarea unor curbe de repartitie de genul celor din fig.2.4. Ele difera dupa miscare, procedeu si in principal dupa genul MU si destinatia acestuia. De exemplu la filetarea pas mare pe strung este foarte rar utilizata , in timp ce filetarea cu p = 1 ; 1,5 ; 2 ; 2,5 mm, se prelucreaza frecvent, la strunjire predomina piesele cu med . fig.2.4.

Fig 2.4 Este evident , conform rationamentului de la structura sirurilor si valorile ratiilor care conduc la o crestere a capacitatii de productie, adoptand f < l in zona treptelor cu frecventaPagina 22 din 118


maxima de utilizare la MU. Realizarea insa a unei ratii f < l in zona centrala a sirului este dificil de realizat, introducand complicatii constructive care anuleaza cel putin partial avantajul privind capacitatea de productie. Mai simplu se obtine pentru zona laterala a unui interval acoperit de exemplu 2 g.m.s asa cum se vede in figura.2.5. Intre n1 si n4 ratia f 2 < e acopera deci partea frecvent utilizata, se poate intalnii si la structuri succesiv paralele. Valorile ratiei 1 constituie o clasificare necesara la VR in trepte-valoarea minima fiind ratia unui sir geometric, este evident a sau > 1- valoarea maxima, rezulta considerand conditiile maxime de pierdere care au loc cand se admite cazul foarte posibil si anume : V ca limita superioara admisa de scula sau de masina. Deci pa mU va trebui luat un Vi sau Vi+1 (care este mai apropiata), ci valoarea cea imediat inferioara Vi fig.2.6. In acest caz pierderea de viteza va fi : V - Vi si care este maxima cand V tinde spre Vi+1

V Vi+1 - Vi Deci : (V)max = vi+1 vi si ( ) max = , cum v = n rezulta : V Vi + 1 V ni+1 nI -1 V -1 ()max = = sau ()max% = 100% (2.6)2 V ni+1 V

Fig 2.5. fig2.6.

Se admite conventional ca pierderea maxima sa fie 50% si deci rezulta :

V ()max 50% adica pentru cazul limita V V -1 -1 1 ()max = 50% = 100% sau ()max = (2.7)2 V2Pagina 23 din 118


max-2 : tinand cont si de valoarea minima pentru - , rezulta 1 < < 2 Avand considerata V- calimita superioara admisa, se poate deduce si in acesta conditie necesitatea sirului geometric . Adica, considerand relatia (2.6.)2 se poate pun e acceasi conditie a expluatarii egale, deci avem : V -1 -1 ni 1 ()max = = 1 - = constant, deci = = cons. Sau ni+1= nil V ni+1 (2.9)2 adica necesitatea sirului geometric al turatiilor. In continuare trebie cunoscute valoriile ratiei in intervalul (2.8)2. Pentru acesta se alege 2 criterii si anume : sa corespunda ratiilor de la turatiile EMAT-lor si numerelor preferentiale (rotunde) din tehnica : - Pentru a corespunde turatiilor de la EMAT, care obisnuit antreneaza VR in trepte, se retine ca aceste turatii sincroane sunt 3000/1500 ; 1500/750 ; 750/375 ; adica = 2 = ni+1/ni Daca se noteaza : nx o turatie oarecare ; ny = o turatie, astfel ca ny > nx. Atunci, conform ratiei turatiilor de la EMAT-uri, de regula ny = 2nx. Totodata din punct de vedere al VR cu ratia este logic ca ny = nx E, in care E = un numar intreg. Deci se dispune de relatiile : {ny = nx E, sau 2nx = nx E , deci 2 = E sau 2 (2.10)2 {ny = 2nx Din ultima rezulta deci un grup de valori pentru ratia . Pentru dependenta de numerele preferentiale in tehnica se admite nr.10. Prin analogie se poate deci scrie : = E110, unde E1 un numar intreg , deci = E12 = = E210 (2.11)2 Pe scurt : dublu criteriu s-au si standardizat valorile ratiei , in tara noastra sunt in STAS 283 89, inclusiv international- prin ISO, conform tabelului 2.2. Se observa ca : min 1,06 > 1 si ca o valoare oarecare a ratiei admise prin : - min Ex (2.12)2 Tabelul 2.2

1,0 E1

612

1,12 6

1,263

1,41 2

1,58

1,78 1

2 2

2

2

2

2

Pagina 24 din 118


40 E2

20

10

10

10

10

10

5

10

4

10

V ()max % V 2.2.5 PROIECTAREA CINEMATICA A MECANISMULUI P.M. Proiectarea cinematica a mecanismelor cu angrenaje presupune determinarea numerelor de dinti ale rotilor dintate, astfel incat valorile acestora sa asigure erori fata de cele nominalizate in domeniul admisibil. Etapele priectarii cinematice ale mecanismului PM, sunt urmatoarele : numarul treptelor de reglare q = 12, al marimilor de iesire este dat prin tema de proiectare ; stabilirea schemei cinematice , fig.2.1. ecuatia structurala : 12 = 2 x 3 x 2 ; numarul factorului ecuatiei structurale : k = 2 ; numarul factorilor identici ai ecuatiei structurale : m = 1 ; n = 1 ; numarul variantelor posibile de ecuatii structurale se calculeaza cu relatia : 3(KI)2 N = (2.13)2 m !n ! 3 22 12 rezulta : N = = = 12 N = 12 111 Ecuatiile structurale posibile se obtin prin permutarea termenilor ecuatiei de baza, iar pentru formarea indicilor se aplica indicele 1 la doi factori din grupa dupa care se calculeaza indicii celorlalti factori ca fiind produsul dintre un factor si indicele sau stabilit anterior, pentru cazul din enuntul temei avem trei grupe din patru operatii si anume : 121 = 21 x 32 x 26 121 = 21 x 22 x 34 121 = 31 x 23 x 26 121 = 21 x 34 x 22 121 = 21 x 26 x 32 121 = 31 x 26 x 23 121 = 21 x 31 x 26 121 = 22 x 21 x 34 121 = 32 x 21 x 26 121 = 26 x 31 x 23 121 = 26 x 21 x 32 121 = 31 x 21 x 22 5 10 20 30 40 45 50

Pagina 25 din 118


Se reprezinta cele N retele structurale corespunzatoare ecuatiilor structurale in fig.2.8 din care se aleg reteaua structurala optima, pe baza careia se efectueaza calculele de proiectare a actionarii principale :

Pe ultiml arbore va rezulta un numar q de trepte de turatii ( ex. q = 12, adica 2 x 3x 2 ). Dacac q nu este multiplu de 2 si 3, atunci acesta se obtine dintr-un numar ma mare q care este multiplu de 2 si 3. Alegerea retelei structurale optime se face pe baza criteriului proportional si criteriului de rezistenta ( pentru arbori intermediari ). Pentru acest criteriu se verifica daca raportul de transmitere minim al mecanismului imin 2 pentru lantul principal . Cunoscand rapoartele de transfer maxim si minim, se determina rportul de reglare a turatiilor pentru o treapta cu relatia : imax Rn = imin Ratia progresiei geometrice se da prin tema de proiectare sau se calculeaza cu relatia : nmax = q-1 nmin Valorile fundamentale ale ratiei standardizata in STAS 283 89 admise de ISO sunt : 1,06 ; 1,12 ; 1,25 ; 1,4 ; 1,6 ; 1,8 ;si 2,0. Alegerea valorilor rationale ale ratiei are loc in functie de nmin si nmax impuse. In legatura cu valorile ratiei se cinstata ca = 1,06 conduce la multe trepte de turatii si este indicata la MU cu miscare de ratie la AP si diametre mari (ex. strunguri carusel). Mai frecvent si mai indicate la MU mijlocii sunt = 1,12 si = 1,26. La diametrele mici ale pieselor se recomanda ca = 1,58 si = 1,78. Pentru respectarea criteriului functional se impune respectarea urmatoarelor conditii : pentru facorul ecuatiei cu indicele cel mai mare din ecuatia structurala pmax 8 pentru cazul PM, factorul z are indicele cel mai mare. P1max = 2g = 9 = 1,129= 2,8 < 2 pentru factorul 3 din ecuatia structurala avem :Pagina 26 din 118


pmax 4, pentru pmax = 3 adica : p2max = 36 = 6 = 1,126 = 2 < 4 p3max = 21 = 1 = 1,121 < 4. Se considera ca toate ecuatiile structurale corespund conditiilor cerute de criteriul functional. Critreriul de rezistenta pentru arbori intermediari impune unele conditii retelelor structurale pentru ca ele sa conduca la realizarea unei C.V. cu arbori de dimensiuni corespunzatoare si sa raspunda la solicitarile la care sunt supusi. Momentul de torsiune al arborelui in daN.m se calculeaza cu relatia : PI Mt = 955 104 (2.16)2 nmin in care : PI puterea arborelui I = 5,336 nm turatia min. a arborelui II = 500 rezulta : 5,336 Mt = 955 104 102 daNcm. Mt = 102 daN cm 500 Puterea pe arborele I se calculeaza cu relatia : PI + PM a r (2.17)2 in care PM = 5,5 kw, este puterea motorului electric de antrenare dat de tema : a =0,98, randamentul transmisiei mecanice : r = 0,99, randamentul transmisiei prin rulmenti . Din relatia (2.17)2 rezulta : PI = 5,5 0,98 0,99 = 5,336 kw PI = 5,336 kw Dar, nIImin turatia minima de pe arborele II se calculeaza cu relatia : nIimin = no : i in care : no = 15000, turatia motorului electric : i = raportul de transfer se calculeaza cu relatia sau se ia din diagrama de turatii, aleg i = 3 rezulta : nIImin = 1500 : 3 = 500 rot/min nIImin = 500/rot/min 2.2.6 STABILIREA RAPOARTELOR DE TRANSFER

Pagina 27 din 118


Raportul de transmisie total al puntii motorizate (iTFM), rezulta din enuntul temei, respectiv a limitelor turatiilor de intrare si iesire astfel : 1500 iTPMmax = = 0,83 iTPMmax = 0,83 1800 si 1500 iTPmax = = 17,5 iTPMmin = 0,83 40 Raportul preliminar de reducere la prima pereche de roti z1 si z2 de pe arborele I si II este reglementat de STAS 6012 68 si se calculeaza cu aproximatie cu relatia : Z2 iTPM iI-II = (2.19) z1 456 in care : z2 numarul de dinti de pe roata 2 ; z1 numarul de dinti de pe roata 1, constructiv aleg z1 = 18 rezulta : 3,75 z2 iI-II = = 3 iI-II = = 3 6,16 z1 Raportul preliminar de transfer intre arborele III si IV se face prin trei perechi de roti ( 3 fixe si 3 baladoare ), z5 cu z6 , z7 cu z8 si z9 cu z10, rapoarte ce le determinam astfel : Z6 3,75 Z6 IIII-IV = ( ) = 2,442 = 2,33 IIII-IV = 2,33 Z5 6,89Z6

Z5

Din conditia : = 2,33, alegem constructiv z7 = 28 => z6 = 42 Z5Z8 3,75 Z8

IIII-IV = = ( ) = 1,304 = 1,142 ; IIII-IV = 1.142 Z7 28,75 Z8 Din conditia : = 1,142 alegem constructiv z7 = 28 => z8 = 32 Z7

Pagina 28 din 118


Z7 Z10 Z9 6,89 Z10 Din conditia : = 2,333 , alegem constructiv z9 = 18 => z10 = 42Z9

3,75

Z10 Z9

IIII-IV = = () = 5,442 = 2,333 ; IIII-IV = = 2,333

Raportul preliminar de transfer intre arborele IV si V se realizeaza prin doua perechi de roti (2 five si 2 balodoare) z11/z12 si z13/z14, vom avea doua valori de transfer de le determina astfel : Z11 3,75 Z11 Z10

IIII-IV = = () = 5,442 = 5,442 ; IIV-V = = 2,333 Z12 6,89 Z11 Din conditia : = 2,333 , alegem constructiv z12 = 18 => z11 = 42Z12

Z13

3,75 Z13 Z14

IIII-IV = = ( ) = 0,669 = 0,818 ; IIV-V = = 0,818 Z14 36,05 Z13 Din conditia : = 0,818, alegem constructiv z13 = 28 => z14 = 33Z14

2.2.7 DETERMINAREA TURATIILOR PE ARBORI

Pagina 29 din 118


Turatia (nI) de pe arborele I este data de tema de proiectare si este de 1500 rot/min .nI = 1500rot/min. Turatia (nII) de pe arborele II o calculez cu relatia : nI z2 NII = =nI (2.21)2 i I-II z1

nI 1500 NII = = = 500 rot/min nII = 500 rot/min i I-II 3,00 Turatia (nIII) de pe arborele III are doua turatii si anume : cand maneta A este in pozitia II cuplajul z, xu z1 cu z1 = 18 , rezulta : nIII1 = 1500 rot/min cand maneta A este in pozitia I turatia de pe arborele III se calculeaza cu relatia : nII z3 z2 z3 NII2 = = nII = nI (2.22)2 i II-III z4 z1 nII 500 NII2 = = = 192,3 192 rot/min ; nIII2 = 192 rot/min i II-III 2,6 Arborele IV are 2 3 = 6 turatii datorita cuplarii cu arborele III ce are 6 turatii ( nIII1 si nIII2 ) si a celor trei perechi de roti dintate : cand maneta B este in poz I cuplaj z10 cu z9, rezulta : nIII1 1500 NIV1 = = = 642,9 643 ; nIV = 643 rot/min i III-IV 2,333 z4

nIII12 500

Pagina 30 din 118


NIV2 = = = 214,3 214 ; nIV2 = 214 rot/min i III-IV 2,333 -cand maneta B este in poz II cuplaj z8 cu z9 rezulta : nIII1 1500 NIV3 = = = 1313,48 1314 ; nIV3 = 1413 rot/min i III-IV 1,142

nIII2 500 NIV4 = = = 437,8 438 ; nIV4 = 438 rot/min i III-IV 1,142 - cand maneta B are poz. III cuplaj cu Z6 cu z5 rezulta :

nIII1 1500 NIV5 = = = 958,46 958,5 ; nIV5 = 985 rot/min i III-IV 1,1565

nIII2 500 NIV6 = = = 319,48 319,5 ; nIV6 = 319 rot/min i III-IV 1,1565 arborele V are 6 2 = 12 turatii datorita cuplarii cu arborele IV ce transmite 6 turatii, intre cei 2 arbori (IV sis V) existand 2 perechi de roti z11 cu z12 si z13 cu z14 (doua fixe si 2 baladoare). cand maneta C are poz I cuplaj z13 cu z14 rezulta :

nIV NV1 = = 899,5 rot/min 900 rot/min nV1 900 rot/minPagina 31 din 118


i IV-V nIV3 NV2 = = 1798,5 1800 rot/min nV2 1800 rot/min i IV-V nIV5 NV3 = = 1248,5 1250 rot/min nV3 1250 rot/min i IV-V nIV2 NV4 = = 112,15 112 rot/min nV4 112 rot/min i IV-V nIV4 NV5 = = 449,12 450 rot/min nV5 450 rot/min i IV-V nIV6 NV6 = = 224,1 224 rot/min nV6 224 rot/min i IV-V -cand maneta C are poz II cuplajul z11 cu z12 rezulta : nIV1 NV7= = 160,25 160 rot/min nV7 160rot/min i IV-V nIV3 NV8 = 629,75 630 rot/min V8 630rot/min i IV-V nIV5 NV9 = 314,75 315 rot/min V9 315rot/min i IV-V nIV2 NV10 = 39,65 40 rot/min V10 40rot/minPagina 32 din 118


i IV-V nIV4 NV11 = 80,12 80 rot/min V11 80rot/min i IV-V nIV6 NV12 = 56,12 56 rot/min V12 56rot/min i IV-V 2.2.8 DETERMINAREA PUTERILOR TRANSMISE

Prin cuplajul C1 puterea motorului electric de 5,5 kw este transmisa direct arborelui I al puntii motorizate si este : NI = N = 5,5 kw Pentru puterile de pe ceilalti arbori in continuare le voi calcula cu relatia : NII = NI (2.23)2 NIII = NII = NI In care : = este randamentul treptei de turatie respectiv, si este cuprins intre 0,950,98. Aleg = 0,96 pentru prelucrari mecanice fine si o ungere buna. Puterea de pe ceilalti arbori ( II, III , IV si V ) ii determin folosind relatia (2.23)2, astfel : NII = 0,96 x 5,5 = 5,28 kw NIII = 0,96 x 5,28 = 5,06 kw NIV = 0,96 x 5,06 = 4,85 kw NV = 0,96 x 4,85 = 4,65 kw 2.2.9 DETERMINAREA MOMENTELOR DE TORSIUNE Pentru calculul momentelor de torsiune la cei cinci arbori ai PM, folosim formula de calcul data de expresia : 71620 N Mt =

Pagina 33 din 118


n in care : Mt momentul de torsiune N - puterea transmisa (in kw) n - turatia arborelui rezulta : 71620 5,5 - pentru arborele I : Mt1 = = 262,68 daN mm1500

MtI = 262,68 daN mm

71620 5,28 - pentru arborele II : MtII = = 756,24 daN mm500

MtII = 756,24 daN mm 71620 5,06 - pentru arborele III : MtIII = = 1887,41 daN mm192

MtIII = 756,24 daN mm

71620 4,85 - pentru arborele IV : MtIV = = 1623,22 daN mm214

MtIV = 1623,22 daN mm

71620 4,65 - pentru arborele V : MtIV = = 8683,04 daN mm 40 MtV = 8683,04 daN mm

Pagina 34 din 118


2.3 DIMENSIONAREA ROTILOR DINTATE 2.3.1 NUMARUL MINIM DE DINTI Angrenarile corecte se produc numai in interiorul liniei de angrenare cand diferenta dintre marimile cercurilor de baza este foarte mare ( deci z2-z1 mare ) mai ales cand z1 este foarte mic (z1 < 17) ca in cazul angrenarii uni pinion cremaliera racordarea evolventei de la cercul de baza pana ala interior necesita o forma specifica pentru a nu permite intersectarea, capul dintelui de la cremaliera cu piciorul dintelui de la pinion. Aceasta se numeste fenomenul de interferenta a dintilor . Evitarea fenomenului de interferenta este asigurat daca roata cea mica (pinionil) se construieste cu un numar de dinti zmin la care se mai poate produce interferenta. In acest caz, rotile poarta denumirea de roti dintate normal (cu dantura zero sau profil nedeplasat ), deci cu modulul normal (m = mn), ce poate fi calculat precis in functie de raportul de transmisie. Se obtine insa zmin 17 dinti. Deci o roata cu profil normal sau nedeplasat are : zmin 17 dinti. 2.3.2 DETERMINAREA NUMARULUI DE DINTI Pentru a avea o prelucrare a carcasei PM cu o singura valoare nominala intre axele III, II III, III IV si IV - V se impune conditia : z1 + z2 z3 + z4 2222222 in care z1,z2, z3 si z4 sa aibe acelasi modul z5,z6, z7,z8 , z9 si z10 - cu modulul comunz11, z12 , z13 si z14 acelasi modul

z5 + z6 z7 + z8 z9 + z10 z11 + z12 z13 + z14

= = = = = = (2.25)2

Puntea motorizata, constituind cutie de turatii, este compusa dintr-un angrenaj de roti dintate cu o turatie mijlocie (1500-500 rot/min), in care viteza periferica a cilindrului de rulare este sub 22m/s si aleg z1 = 18 dinti, pentru a evita fenomenul de interferenta si a ma incadra in dimensiunile de gabarit al carcasei impuse de tipul frezei (FU 36 si FO36). z1 = 18 dinti Pentru a calcula numarul de dinti de pe roata z2 , mintata pe arborele II folosim relatia :Pagina 35 din 118


NI Z2 iII-II = = (2.26)2 nII Z1 Din relatia (2.26)2 rezulta : Z2 = 54 dinti Z2 = z1 iI-II = 18 3 = 54 dinti Rotile dintate z3 si z4 formeaza un angrenaj ce are o turatie relativ mica (500-150) rot/min cu o viteza periferica cuprinsa intre 10 14m/s si aleg constructiv pentru z4 un numar de dinti = 20 ; Z4 = 20 dinti Pentru calculul numarului de dinti de pe roata dintata z3 de pe axul III folosesc relatia : Z4 iII-III = (2.27)2 Z3 Transferul de turatii intre axele III si IV se realizeaza pentru perechile de roti : z5 si z6 ; z7 cu z8 si z9 cu z10, constructiv sa ales : z5 = 18 ; z7 = 28 si z9 =18 Din relatia (2.27)2 rezulta : Z6 = z5 iIII-IV = 18 2,333 = 42 dinti Z5 = 52 dinti Z7 = 52 dinti Z9 = 52 dinti Z8 = z7 iIII-IV = 28 1,442 = 32 dinti Z6 = 52 dinti Z8 = 52 dinti Z10 = 52 dinti Z10 = z9 iIII-IV = 18 2,333 = 42 dinti Intre arborele IV si V transferul de turatii se face prin perechile de roti z12 si z13 cu z14. Constructiv aleg z12 = 18 dinti si z14 = 33 dinti Z12 =18 dinti Z14 = 33 dinti Din relatia (2.27)2 rezulta : Z11 = 42 dinti Z11 = z12 iIV-v = 18 2,3333 = 42 dinti Z13 = 27 dintiZ13 = z14 iIV-v = 33 0,818 = 27 dinti

2.3.3 DETERMINAREA MODULULUI

Pagina 36 din 118


Modulul m si numarul de dinti z al fiecarei roti dintate sunt parametrii de baza in calculul celorlalte elemente ale rotilor dintate. Pentru asigurarea dintilor perechilor de rori dintate trebuiesc construite cu acelasi pas p. p Dar, p = p1 = p1, deoarece m = , rezulta ca cele doua roti au acelasi mod m. Prin STAS 822 61, au fost limitate valorile modului m in mm care sunt trecute intrun tabel. Calculul modulelor perechilor de roti z1 cu z2 si z3 cu z4 de pe arbori I, II, si III il facem cu relatia : 636 MtI M1-4 = 3 [mm] (2.28)2 T z1 In care MtI momentul de transmisie al arborelui I T efortul unutar maxim de incovoiere si este dat de relatia :

Tmax T = (2.29)2 cd cf k in care : Tmax se ia la baza dintelui danturii cd - coeficientul dinamic cf - coeficient de forma k - coeficient de concentrare a efortului Din tabele=a aleg T = 50.75 pentru conditii de expluatare mediu folosind ca material 18 MnCr10 imbunatatit la 56 62 HTC si calit superficial, deci aleg : T = 60. o coeficientul de latime al dintelui si se calculeaza astfel : l o = si se alege in functie de natura prelucrarii danturii.m

Tot din tabele o se ia intre 8..12 pentru dinti prelucrati cu precizie marita, dupa aceste criterii aleg : o = 10. Facand inlocuirile in relatia modulului (2.28)2 cu datele stbilite din tabele rezulta : 636 262,6Pagina 37 din 118


m1-4 = 3 = 315,521 = 2,485 3,0 mm m1-4 = 2,5 mm 60 10 18 Pentru perechile de roti dintate (z5 cu z6 ; z7 cu z8 ; z9 cu z10 , z11 cu z12 si z13 cu z14 ) ce sunt montate pe arborii III, IV si V si notate cu modul m5-14, vom avea valoarea acesteia cu ajutorul relatiei (2.28)2 astfel : 636 262,6 m5-14 = 3 = 320,042 = 2,924 3,0 mm m5-14 = 3,0 mm 60 10 18 2.3.4 DETERMINAREA DISTANTEI INTRE AXE Distanta intre axe se urmareste pe cat este posibil sa fie cuprinsa in valorile recomandate de STAS 6055 68 prezentate pe doua coloane, prima ce se recomanda a fi folosita si cea de-a II a mai putin utilizata se calculeaza cu relatia : z1 + z2 z3 + z4 A = m = m [mm] (2.30)2 22 Pentru perechile de roti z1 ; z2 si z3 ; z4 vom avea : 18 + 54 20 + 52 A = 2,5 = 2,5 = 90mm A = 90mm 22 Pentru perechile de roti z5 z6 , z7 z8 , z9 z10 ; z11 z12 si z13 z14 montate pe arborii III , IV si V, distanta A va fi : 18 + 42 28 + 32 22222 A = 90mm Dupa cum se observa, din calculul distantei intre axe cu relatia (2.30) 2 pentru cele doua cazuri anterioare, verifica conditia impusa de gabaritul PM si implicit de relatia (2.25)2. 18 + 42 18 + 42 33

A = 3 = 3 = 3 = 3 = 3 = 90

Pagina 38 din 118


2.4 PREDIMENSIONAREA AXULUI PINION Determinarea preliminara a diametrului axului pinion a fac de baza unui calcul, conventional simplificat, considerand numai solicitarea la torsiunea cu relatia : 16 Mc Dp = [mm] (2.32)2 atin care :

dp diametrul preliminar [mm] Mc momentul de torsiune de calcul [N. mm] Mc = kd M In care : Kd- coeficient dinamic = 2 2,5 Aleg kd = 2,1. M momentul de torsiune de calcul = 535 [N mm] din relatia (2.32)2 rezulta : Mc = 2,1 535 = 1377,6 = 1378 at rezistenta admisibuila la tractiune 120..350 daN/mm aleg : at =270cm = 28mm dp = 28mm Din relatia (2.31)2 rezulta : 16 1123,4 Dp = 3 = 321,2 = 2,78 cm = 28 mm dp = 28mm 3,14 270 2.4.2 PROIECTAREA FORMEI ALBORELUI In functie de diametrul obtinut la predimensionare (configuratia impusa si de considerente constructive, tehnologice, montaj si intretinere ), stabilesc dimensiunile pe lungime si diametre a axului pinion si intocmesc schita acestuia ca in fig 2.14

Fig 2.14

Pagina 39 din 118


l1 = 48mm d1 = dp = 28mm calculat anterior l2 = 46mm l3 = 141mm l4 = 16mm l5 = 49mm d2 = dp + 2 =30mm d3 = dp + 6 = 34mm d4 = dp + 12 = 40mm d5 = dp + 27 = 50mm

LT = l1 + l2 + l3 + l4 + l5 = 300mm LT = 300m d2 si l2 = necesar pentru lagar de rostogolire conducatord2 si l2 = necesar pentru lagar de rostogolire condus

d2 si l2 = necesar pentru dantura pinionului. 2.4.3 TRASAREA DIAGRAMEI DE EFORTURI Trasarea diagramei de eforturi., conform schemei de incarcare o realizam ca in fig.2.15

Fig 2.15

Sa forta de cuplaj, rezulta din datele temei de proiect functie de puterea motorului electric, turatia si viteza de aschiere. Sa = 79,4 N F forta ce actioneaza asupra axului pinion datorita angrenarii cu roata z2 F = 5862N Mts momentul de torsiune la capatul axului pinion calculat la cap 2.2.10. Mts = 262,68 daN/mm Trasam diagrama de eforturi conform schemei de din fig 2.16 astfel : - in plan vertical V Fx = 0 => v1 + V2 = 0 Fy = 0 => - Sa + v1 + v2 + F = ) => v1 + v2 = - 37262 M5 = 0 => - Sa 290 + v1 225 + v2 55 = 0 5,88 v1 + v2 = 670,2 5,88 v1 + v2 = 670,2 v1 + v2 = - 37262 1 4,88 v1 1 = 37932,2 => v1 = 777,31 N v2 = 45036 N v2 = 45036 NPagina 40 din 118

v1= 77,31 N


4 3 ; Mi4-3 = 0 3 1 ; Mi3-1 = - Sa x1 ; x1 = 0 = Mi3-1 = 0 x2 = 0 => Mi3-1 = - 6950 N mm 1 2 ; Mi1-2 = - Sa(x2 + 65) + v1 v1 ; Mi3 = 0 x2 = 0 => Mi2-1 = - 6950 N mm Mi1 = -6905 Nmm x2 = 170 => Mi1 = 131042,02 N mm Mi2 = 131042,02 N mm 2 5 ; Mi2-5 = - Sa(x3 + 2535) + v1(x3 + 166) + v2 x3 ; x3 = 0 => Mi2 = 131041,02 N mm x3 = 34 => Mi5 = 619,67 ~ 620N mm Mi5 = 620 N mm In plan orizontal H H1 + H2 = 0 Fy = 0 => - Sa + H1 + H2 = 0 => H1 + H2 = 79,39 M5 = 0 => - Sa 290 + H1 225 + H2 55 = 0 5,88 H1 + H2 = 22784,93 5,88 H1 + H2 = 22784,93 | H1 + H2 = 79,39 | - 1 4,88 H1 1 = 22784,93 => H1 = 4649,78 4650N H2 = 4571,30 4572N H1 = 4640N H2 = 4572N 4 3; Mi4-3 = 0 3 1; Mi3-1 = Sax1; x1 = 0 => Mi3 = 0 x1 = 87 => Mi1 = 6905N mm 1-2 ; Mi1-2 = Sa(x2 + 87) + H1 x2; x2 = 0 => Mi1 = 6905 Nmm x2 = 166 => Mi2 = 75227 Nmm Mi1 = 6905 Nmm Mi2 = 75227 Nmm 2 5; Mi2-5 = Sa(x3 + 253) + H1 ( x3+ 166) + H2 x3 x3 = 0 => Mi2 = 75227 Nmm x3 = 34 => Mi5 = 75227 NmmPagina 41 din 118


Mi5 = 75227 Nmm

Fig2.6 2.4.4 DETERMINAREA MOMENTULUI REZULTANT Determinarea momentului rezultant o voi face in fiecare sectiune cu relatia : Mirez(4) = [MiH( )]2 + [Miv( )]2 (2.33)2 iar momentul incovoietor echivalent cu relatia : Miech() = [Mirez( )]2 + [ M(S)]2 (2.34)2 In care : coeficient care tine seama de ciclurile de variatie diferite ale momentelor incovoietor de tosiune; TaiIII = = 0,576 TaiII M = 11440 N mm Se pune conditia ca : Mirez() Miech() (2.35)2

Pentru sectiunea 1 Mirez(!) = (69052 + 69052) = 9758,7 N mm Miech(2) = [15109,782 + (0,576 11440)2] = 15110,13 N mm Conditia impusa de relatia (2.35)2 se observa ca verifica din punct de vedere al momentului,adica : Mirez 15109,78 N mm 15110,13 N mm Pentru sectiunea 3 Mirez(3) = 02 + 02 = 0 Miech(3) = [0+ (0,576 11440)2] = 6589,50 N mm Conditia impusa de (2.35)2 de observa ca verifica dinpunct de vedere al momentului, adica :

Pagina 42 din 118


Mirez = 0 Miech = 6589,50 N mm Pentru sectiunea 4 Mirez(4) = 02 + 02 = 0 Miech(4) = [0+ (0,576 11440)2] = 6589,50 N mm Conditia impusa cade (2.35)2 se observa ca verifica din punct de vedere al momentului, adica Mirez = 0 Miech = 6589,50 N mm Pentru sectiunea 5 Mirez(5) = [6202 + 752272] = 7520,25 N mm Miech(5) = [7520,25 + (0,576 11440)2] = 9998,25 N mm Conditia impusa cade (2.35)2 se observa ca verifica din punct de vedere al momentului, adica Mirez = 7520,25 N mm Miech = 9998,25 N mm

2.4.5 VERIFICAREA LA FORFECARE A AXULUI PINION Verificarea la forfecare a axului pinion o voi face cu urmatoarea relatie : max = Mt + Fmax a (2.36)2 Pentru materialul : 18MnCr10 din care este confectionat axul pinion a = 3500 N mm2 Mt Mt 16.11440 Mt = = = = 265,5 N/min2 Wp d3 2,83 16 4F Fmax = ; unde F = Fmax ; => Fmax = 58615 N 3A 4 58615 => Fmax = = 2764,53 N/mm2 3 28,27

Pagina 43 din 118


rezulta : max = 265,5 + 2764,53 = 3030,03N/mm2 a = 3500 N.mm2 Conditia impusa de relatia (2.36)2, verifica . DIMENSIONAREA FIECARUI TRONSON AL AXULUI Aceasta dimensionare o voi face pe tronsoane cu ajutorul formulei : 32 Miech(S) D = 3 [mm] (2.37)2 Tai III in care : Pentru materialul 18MnCr10 ; TaiIII = 750 900 daN/cm2 pentru d1 fig 2.14 Pe acest diametru se executa un canal de pana pentru cuplare cu semicuplajul C1 conform fig 2.17 in care : d1 = diametrul calculat la pct 2.4.1 = 28mm b = latimea canalului de pana = 8mm Fig 2.17 h1 = adancimea canalului = 4,2 mm d1 = diametrul pe care se inscrie miezul axului ramas dupa frezarea canalului de pana = 23,8mm. Din relatia (2.37)2 rezulta : 32 975,8 d1 = 3 = 313,26 = 2,35mm Tai d1 calculat = 23,5 d1 = 23,8 (rezultat dupa frezarea canalului) Deci in aceasta sectiune 1-1, axul verifica conditia d1 = 28mm de dimensionare Pentru d2 fig.2.14 Pe acest diametru se va monta doi rulmentiradiali cu bile, diametrul imediat superior este de 30mm, deci in acest caz vom avea : 32 1510,9 d2 = 3 = 320,5 = 2,75mm 2355 In acest caz d2 calc = 27,5 d2 rulm = 30mm Pentru d3 fig2.14 d2 = 30mm

Pagina 44 din 118


32 2870,2 d3 = 3 = 339,02 = 3,391 cm = 33,91mm 2355 Constructiv in aceasta sectiune aleg un diametru nominalizat inediat superior d3 = 34mm Pentru d4 fig 2.14 32 4710 d4 = 3 = 364,0 = 4,0 cm = 40mm 2355 Pentru acest diametru se va monta un rulment radial cu bile cu diametrul interior de 40mm Pentru d5 fig 2.14 d4 = 40mm d3 = 33,91mm

32 9998 d5 = 3 = 3125 = 5,0 cm = 50mm 2355 Pentru acest diametru se va prelucra dantura pentru antrenare cu z2 2.4.7 VERIFICAREA AXULUI LA SOLICITARI COMPUSE Aceasta verificare la solicitari compuse se face pentru sectiunile periculoase, unde sunt practicate canale de pana. Pentru relatia 1 1 vom avea : d1 = 28mm l = 40mm t1 = 4,2mm b = 8mm t2 = 2,8mm h = 7mm fig 2.18 Miechi(1) Tred = TaiIII = (750 900) daN/cm2 (2.38)2 v13 b t1(v1 t1)2 - 32 2d1Pagina 45 din 118

d5 = 50mm


Facand inlocuirea in relatia (2.38)2 cu elementele din figura 2.18,rezulta :

11761,25 Tred = = 689,4 daN/cm2 3,4 283 84(28-4)2 - 32 228 Conditia impusa de (2.38)2 se observa ca verifica din punct de vedere al rezistentei la solicitari compuse ale axului, adica : Tred = 689,4 daN/cm2 TaiIII = 750daN/cm2 Pentru sectiunea 3.3 vom avea : d3 = 34mm l = 45mm t1 = 4,2mm t1 = 2,8mm fig 2.19 b = 8mm h = 7mm

Facand inlocuirile in (2.38)2 cu elementele din fig 2.19, rezulta :

658950 Tred = = 193,24 daN/cm2 3,14 343 84(34-4)2 - 32 234 Si in aceasta sectiune, conditia impusa de relatia (2.38)2 verifica din punct de vedere al rezistentei la solicitari compuse ale axului pinion adica : Tred = 193,24 daN/cm2 TaiIII = 750daN/cm2 2.4.8 VERIFICAREA AXULUI LA OBOSEALA Calculul la oboseala consta in determinarea coeficientului de siguranta C tinand seama de : felul ciclului de solicitare,Pagina 46 din 118


modul de variatie a solicitarii, solutiile constructive. Calculul la oboseala consta in verificarea inegalitatii in reactiunile periculoase : C Ca (2.39)2 In care : Ca = coeficient de siguranta admisibil = 1,5 2,5 La piesele (arbori, axe) solicitarile la incovoiere si torsiune C se determina cu relatia : 1 C = 11 + (2.40)2 Ct2 C2 In care : Ct = coeficient de siguranta la incovoiere. C = coeficient de siguranta la torsiune.

1

CT = ; Kr To Tm ( + ) ; Tr T-1 T0,2

C2 = ; r Tm ( + ) ; z r2 -1 0,2 Pentru 18MnCr10 avem Tr = 900daN/mm2 si T0,2 = 420 dan/mm2 T0,2t = 1,1T0,2 = 420 dan/mm2 T0 = 640 0,267 Tr = 874,94 dan/mm2 => 1 T-1= 400 = 540dan/mm2

Pagina 47 din 118


6 0,2t = 0,6 0,2 = 246dan/mm2 0 = 396 0,166Tr = 542,08 dan/mm2 => 1 = 220 + 0,092Tr = 300,96 dan/mm2 T0,2 t-1 Tm = 1 - T 2(T-1 T0) 2(540,06 874,94) T = = = - 0,75 rezulta : T0 874,94 420 546,66 Tm = = - 0,75 1 0,75 T = = 0,53 ; T1 = 2 = 2..2,2 Pentru canal de pana : k = 1,9 si kT = 1,7 0,2 -1 2(300,96 542,08) = = = - 0,88 0 543,08 rezulta : 246 300,96 = = -29,23 1 0,88 pentru sectiunea 1-1 ; d1 = 28mm cu canal de pana : 11 CT = = = 0,636 1,7 874,96 78,09 1,74 0,17 - 0,53 2 546,66 410

Pagina 48 din 118


11 CT = = = 0,480 1,9 442,08 29,23 2,19 0,11 - 0,53 2 300,96 246 Din relatia (2.40)2 rezulta : 11 CT = = = 0,383 C = 0,383 1 1 (2,472 + 4,340) [ + ] (0,636 )2 (0,480)2 C = 0,383 Ca = 1,5 conditie indeplinita conform (2.39)2 Pentru sectiunea 3-3 ; d3 = 34mm cu canal de pana ; 11 CT = = = 0,317 2,2 874,96 78,09 3,32 0,17 - 0,53 2 546,66 451 1 C = = = 0,317 2,2 542,08 29,23 3,73- 0,11 - 0,53 2 300,96 246 din (2.40)2 rezulta : 1 CT = = = 0,208 C = 0,208 1 1 (9,951 + 13,127) [ + ] (0,317 )2 (0,276)2 C = 0,208 Ca = 1,5 conditie indeplinita conform (2.39)2Pagina 49 din 118


2.5 CALCULUL PENELOR a) Dimensiunile unei pene (h x b) sunt stabilite prin STAS 1007-82, in functie de diametrul arborelui in calculul ce urmeaza voi calcula numai lungimea acestora cu relatia : 4Mc lpcalc = Lb [mm] (2.4.3)2 d h Tus in care : pentru sectiunea 1-1 ; d = d1 = 28 mm vom avea Mt = 11440 N mm d = 34mm h =6mm Lb = lungimea butucului (lacas pana ) = 40mm Tas = (1000 1200) daN/cm2 => 100 N/mm2 rezulta : 4 11440 45764 Lp = = 27,4mm 28 6 100 16800 Lp = 27,4 Lp = 40mm, deci verifica relatia (2.43)2 Pentru sectiunea 3-3 d = d3 = 34mm vom avea : Mt = 11440 N mm D = 34mm H = 6mm Lb = lungimea butucului (locas pana) = 45mm Tas = (1000 1200) daN/cm2 => 100N/mm2 rezulta :

4 11440 45764 Lp = = 27,4mm 34 6 100 20400 Lp = 22,4 mm Lb = 45mm, deci verifica conditia (2.43)2 Verificarea la forfecare a penelor pentru cele doua sectiuni o voi face cu relatia :

Pagina 50 din 118


2 Mt f = af (2.44)2 d b Lp in care pentru sectiunea 1-1 (d = 28mm; Lp = 400mm) vom avea; af = 100daN/mm2 Mt = 11440 N mm Lp = 40mm d = 28mm b = 8mm 2 11440 22882 f = = 2,55 daN/mm2 28 8 40 8960 f = 100 daN/mm2 af = 100 daN/mm2, conditie indeplinita pentru sectiunea 3-3 (d = 34 ; Lp = 45) vom avea ; af = 100 daN/mm2 Mt = 11440 N mm D = 34mm , b = 8mm 2 11440 22882 f = = 1,87 daN/mm2 34 8 45 12240 f = 1,87 daN/mm2 af = 100 daN/mm2, conditie indeplinita

2.6 ALEGEREA RULMENTILOR Rulmentii sunt organe de masini complexe, utilizati pentru rezemarea pieselor care executa miscari de rotatie sau de oscilatie. Otelurile din care se construiesc aceste elemente trebuie sa aiba rezistenta mecanica si tenacitatea ridicata, duritate mare si rezistenta ridicata la uzura. Prin STAS 1456-80 se prevede utilizareaq a doua marci de oteluri cu crom (0,95 1,05% si 1,3 1,650% Cr) cu deosebiri in ceea ce priveste continutul de mangan si siliciu.Pagina 51 din 118


Alegerea rulmentilor se face printr-un calcul prealabil al fortei radiale din lagar si apoi capacitatea de incarcare dinamica a rulmentilor. Pentru calculul fortelor radiale in lagarele pentru axul pinion folosim relatia : Fr =(H2 + V2) (2.45)2 Calculul capacitatii de incarcare dinamic al rulmentilor cu bile cilindrice se face cu relatia : 60 L h n Cnec = P3 ( ) (2.46)2 106 in care : P = Fr, sarcina dinamica echivalenta Lh = numarul de ? functionale n = numarul de rotatii ale inelului interior H = reactiunea pe verticala | V = reactiunea pe orizontala | pentru (2.45)2 Calculul reactiunilor din lagare 1-2 fig 2.20 pentru lagarul 1 vom avea : H1 = 6905N V1 = 6905N fig 2.20 Din relatia (2.45)2 rezulta : pentru lagarul 1 R1 =[(69,05)2 + (69,05)2] = 975,8N R1 = 975,8N Pentru lagarul 2 vom avea : H = 75227N | V1 = 131042N | din relatia (2.45)2 rezulta : R2 =[ (752,27)2 + (1310,42)2] = 1510,5N R1 = 1510,5N In lagarul cu forta radiala mai mare aleg un rulment radial cu bile pentru care sarcina dinamica echivalenta (P) este egala cu forta radiala ( Fr ) Deci in lagarul 1 aleg doi rulmenti radiali cu bile pe un singur rand ce suporta o forta axialoa datorita rotii baladoare Z3 de 80N. In lagarul 1 conducator P = Fr = 975,8N Din relatia (2.46)2 rezulta : 60 15000 1500 Cnec = 975,8 3( )= 3562N C1 = 3562N 106

Pagina 52 din 118


Din catalogul de rulmenti se alege un rulment seria 3206 ( 30 x 62 x 16 ) cu C = 4500N si o turatie de 4111 rot/min pentru ungerea cu ulei si cu durabilitatea : C ()3 106 P Lh = [ ore functionare ] (2.47)2 N 60

15000 ()3 106 975 3580 Lh = = 102 = 197 102 = 19700 ore functionare 1500 60 9 in lagarul 2 condus P = Fr = 752,27N Din relatia (2.46)2, rezulta : 60 15000 1500 Cnec = 752,27 = 2761N C2 = 2761N 106 Din catalogul de rulmenti aleg un rulment seria 3208 ( 40 x 80 x 18 ) cu C = 3000N si o turatie de 2800 rot/min pentru ungerea cu ulei si cu durabilitatea :

15000 ()3 106 752 19,8 106 Lh = = = 215 102 = 21570ore functionare 1500 60 9 104 Rulmentii se verifica cu relatia : P L1/P = C (2.48)2 In care : P sarcina dinamica de incarcare a rulmentului 6,28

Pagina 53 din 118


L durabilitatea cuprinsa intre 20.000 si 90.000 C capacitatea de incarcare dinamica de baza cuprinsa intre 580 si 620 daN. p exponent = 3 pentru rulmenti cu bile . rezulta : P L1/P = C ; 6,28 800001/3 = 600da N Atat rulmentii din lagarul 1 cat si lagarul 2 dupa calcularea durabilitatii in ore functionare, cat si o verificare a sarcinii dinamice de incarcare, rezulta ca alegerea privind aceste caracteristici corespund si sunt acoperite in expluatare pentru PM, fiind in conformitate cu recomandarile din catalogul de rulmenti. 2.7 CALCULUL DE FIABILITATE Proiectarea si realizarea unui utilaj are intotdeauna o problema tehnica ridicata de un proces de productie cu alte cuvinte trebuie sa raspunda unui scop. Indeplinirea scopului si functionarea la parametrii impusi sunt conditii ale calitatii utilajului. Se impune insa problema de mentinere a acestei aptitudini de a functiona la parametrii ceruti pe parcursul unui interval de timp , fara defectiuni. Ajungem astfel la notiunea de fiabilitate. Masurarea fiabilitatii unui produs inseamna in prima instanta determinarea frecventei cu care se produce defectarea. In discutiile privind fiabilitatea se retine numai acele defectari care conduc la pierderea aptitudinii de a functiona. Problema fiabilitatii produselor are o puternica incidenta cu activitaea unui inginer mecanic, deoarece caderile se datoreaza unor cauze care incep cu proiectul de executie si se intinde pana la respectarea normelor privind intretinerea utilajelor. Avand implicatii economice directe si foarte importante insusirea si aplicarea cunostiintelo d fiabilitate a devenit o necesitate. Preocuparile pe plan mondial in domeniul fiabilitatii sunt justificate in principal, de trei considerente : importanta primordiala a bunei functionari a anumitor elemente sau sisteme cheltuielile considerabile si necesitatea de intretinere a utilajelor sau inlocuirea pieselor defecte ; progresul foarte rapid al tehnicii nu poate permite conceperea unor utilaje, instalatii numai pe baza invatamintelor oferite de defectarile modelelor precedente, exclusiv pe baza unor practici indelungate.Pagina 54 din 118


Distributia timpilor de buna functionare poate urma diferite legi. Exista numeroase legi ale distributiei utilizate intehnica si care consta in suprimarea cat mai fidela a actiunii diferitilor factori de influenta asupra comportarii in timp a unui utilaj. Legea de distributie exponentiala are o larga aplicabilitate in cercetarile de fiabilitate. Conform acestei legi se poate admite o rata constanta a caderilor. Cercetarile au aratat ca pentru unele elemente mecanice, hidraulice, electrice care intra in componenta masinilor unelte forma de distributie se apropie de cea exponentiala. Ratia exponentiala a fiabilitatii R(t) este data de relatia : 1 R(t) = exp [-z(t) t ] = exp. [ - t ] (2.49)2 m unde : t o perioada specifica de buna functionare ; m media timpilor de buna functionare ; z(t) rata caderilor La rate constante are loc dependenta m = 1/z (t). Indicatorul z(t) determina complet fiabilitatea unui produs Subansamblul punte motorizata, are un timp de viata de 100.000 ore si o rata a caderilor (intensitatea de defectare z(t) = o,002 pe ora). Se cere fiabilitatea pentru fiecare 8 ore din viata utila. R(t) = exp [-z(t) t] = exp(-0,002 8) = exp(-0,016) = 0,984. Pentru intervalle de cate 8 ore fiabilitate va fi R(t) = exp(-0,002 98,4) = exp(-0,16) = 0,85 R(t) = 98,4% R(t) = 85% Alte legi de distributie cu o larga utilizare sunt : a) legea weibull, care nu are un caracter general; legea de distributie normala; legea Poisson etc Stabilirea legii de distributie pentru un caz cunoscut este de mai multe ori o etapa dificila, fiabilitatea fiind influientata in trei etape ale existentei produsului ; in faza de proiectare ; in faza de fabricatie ; in perioada de sarcina Cele trei etape sunt fundamentale pentru un produs si implicit in costurile si rentabilitatea acestuia.Pagina 55 din 118


EFICIENTA ECONOMICA 2.8.1 DETERMINAREA CHELTUIELILOR ANUALE PENTRU UTILAJ Cheltuielile anuale pentru utilaj se determina ca o suma de cheltuieli legate de proiectarea PM, de executarea acesteia si expluatarea ei. Metodologia determinarii acestor cheltuieli depinde de tipul produsului si de conditiile in care a fost proiectat si executat. Aceaasta eficienta economica a cheltuielilor anuale pentru utilaj o voi calcula cu relatia Cp + C Cu = + Ce (2.50)2 T In care Cp = cheltuielile de proiectare = 750000 lei C = costul utilajului = 12.000.000 lei T = durata de amortizare = 2 ani Ce = cheltuieli de exploatare = 50.00 lei si notand : Cp = Ap = 0,3.0,6 C Cp = Ae = 0,05.0,30 C 1 = Aa = 0,5 T Obtinem ; Ap + 1 Cu = ( + Ae)c (2.51)2 TPagina 56 din 118


Unde costul utilajului c se determina in functie de numarul de piese componente cu relatia : C = K M Cc (2.52)2 In care K = coeficient de complexitate (1500.4500), aleg K = 1500 M = numarul de piese componente ale subansamblului cu exceptia acelora carora valoarea sau pretul se cunoaste= 8. Cc = suma costurilor elementelor componente ale subansamblului al caror pret se cunoaste, sau se poate afla = 1000 lei . Din relatia (2.52)2 rezulta : C = 1500 x 8 x 1000 = 12.000.000 C = 12.000.000 Din (2.50)2 obtinem :

0,45 + 1 Cu = ( + 0,17)1000 = 137.830 (2.51)2 2 Deci, estimativ, se cheltuiesc anual cu acest utilaj 137.830 lei. 2.8.2 DETERMINAREA EFECTULUI ECONOMIC Efectele economice pot fi directe si indirecte. Efectele economice directe pot fi relativ usor experimentate cantitativ, ele urmand sa fie considerate ca marimi acoperitoare ale calculelor economice. Efectele economice directe iau in considerare economiile obtinute ca urmare a cresterii productivitatii muncii prin utilizarea unui utilaj a carui eficienta se calculeaza. In cazul in care prin folosirea unui dispozitiv, utilajul de baza ramane acelasi si locul de munca pretinde prezenta unui operator, adica nu se realizeaza o automatizare complexa, atunci efectul economic al utilizarii utilajului se exprima in raport cu alte utilaje asemanatoare din alte societati cu relatia : R1 R2 E = (1+ )( EiSi + W1) - (1+ )( tjSj + W2) (2.53)2 100 100

Pagina 57 din 118


in care : R1, R2 cheltuieli de regie ale sectiei ce expluateaza utilajul cu exceptia acelora legate de cele 2 utilaje care intra in variantele componente[%] R2 = 200% W1; w2 cheltuieli pe ora de functionare a celor doua utilaje din variantele componente in [lei/ora] w2 = 80lei/ora Ti; tj timpi normati in cele doua variante comparate [lei/ora] ; Sj = 1000 lei/ora Facand inlocuirile in (2.53)2, rezulta : 200 E = 1220 - (1+ )(3 x 100 + 80) = 80 lei (2.53)2 100 Deci, sa obtinut o economie de 80lei/incercare, folosind varianta de utilaj proiectata. 2.8.3 CALCULUL EFICIENTEI ECONOMICE A EXPLUATARII P.M Pentru ca un utilaj sa fie eficient din punct de vedere economic este necesar ca suma economiilor realizate prin utilizarea acestei P.M , raportata la o anumita perioada de timp sa depaseasca cheltuielile efectuate cu acest utilaj reparat la o perioada egala de timp, adica sa se respecte inegalitatea : E x N > C (2.54)2 Unde E- efectul economica (lei/buc) = 80 lei/buc N programul annual de productie [buc/an] = 2300 buc/an C cheltuieli anuale pentru utilaj [lei/an] = 137.830 lei/an Economiile totale anuale (F) reprezinta diferenta dintre economii si cheltuieli F = E x N C (2.33)2 rezulta : F = 80 x 2300 137830 = 46170 lei F = 46.170 lei Raportand aceste economii totale la programul anual de producie se obtine economiile anuale specifice (f) C F = E - (2.56)2 NC Notand : C, rezulta f = E C NF NNPagina 58 din 118

C

Reprezentand grafic (fig.2.21) relatia f = E C si stiind ca f = si c =


(hiperbola) obtinem: Nmin, programul annual minim de productie de la care incepe proiectarea unui utilaj devine eficient. N = Nmin cand f = o ; E = C CC Atunci E = => Nmin = NE 137830 80 fig 2.21 Nmin = 1723 incercari/an

2.8.4 PROGRAMUL ANUAL CRITIC DE PRODUCTIE Deoarece pot sa existe mai multe variante de utilaje pentru care N > Nmin, se pune problema determinarii variantei optime. Ncrit. Indica programul anual de productie pentru care utilizarea uneia sau a celeilalte variante dintre variantele componente prezinta o acceasi eficienta economica. Reprezentand grafic (fig2.22) programul anual de productie functie de efectul economic al celor doua utilaje obtinem: N = Ncrit => f1 = f2 C1 C2 Ncrit = E1 E2 fig2.22 Intrucat nu cunoastem cheltuielile anuale ale utilajului in varianta din alta unitate, nu putem calcula Ncrit al celor doua utilaje, ci numai al celui proiectat de noi, vom calcula deci numai pentru acesta. Cu 137830 Ncrit = = = 1722,87 buc/an E 80 Cum programul anual de productie al utilajului (P.M) proiectat este de 2300 buc/an > Ncrit., este eficienta proiectarea si executia utilajului. Deci P.M proiectata se estimeaza a fi folosita la cca N = 1723 incercari/an, programul annual care este eficient.Pagina 59 din 118


3 TEHNOLOGIE DE EXECUTIE AX PINION 97 23 012 3.1 PROBLEME GENERALE ALE PROIECTARII PRODUSELOR

TEHNOLOGICE Procesul de productie reprezinta totaliatea activitatilor efectuate pentru transformarea materiei prime, a semifabricatelor in produse finite. Procesul de productie cuprinde atat procese de baza, cum ar fi : obtinerea semifabricatelor, prelucrarea mecanica, asamblarea, cat si procese auxiliare, cum sunt : constructia si intretinerea sculelor, dispozitivelor, aparatelor de masura si control, repararea si intretinerea utilajelor, transportul uzinal, asigurarea aerului comprimat, aburului tehnologic, etc. Procesele tehnologice sunt componente ale procesului de productie in care se obtin semifabricatele si se realizeaza transformarea semifabricatelor in piese finite care sa sadisfaca conditiile tehnice impuse prin desenul de executie, iar prin ansamblare se formeaza produse care sa corespunda cu caracteristicile proiectate. Procesele tehnologice, in functie de natura activitatilor ce le contin se clasifica in ; proces tehnologic de semifabricare, cu scopul obtinerii calitatii materialului piesei, a proprietatilor fizico mnecanice ale acestuia si a formei geometrice cat mai apropiate piesei finite ; proces tehnologic de prelucrare mecanica, destinat efectuarii modificarilor dimensionale, de forma geometrica, pozitie reciproca si calitate a suprfaetei utilizand procedee de aschiere sau eroziune ; la aceste activitati principale se mai adauga cele de control, spalare, marcare, trasaj, etc ; proces tehnologic de tratamene termice, destinat modificarii structurii materialului piesei in scopul imbunatatirii proprietatilor fizico-mecanice ; proces tehnologic de ansamblare, cuprinde montarea pieselor in vederea alcatuirii masinilor, echipamentelor sau instalatiilor , urmarind respectarea pozitiilor reciproce a pieselor, a preciziei impuse elementelor de inchidere al lanturilor de dimensiuni, pentru o buna comportare in expluatare. Procesul tehnologic se realizeaza la diferite locuri de munc

diploma - www.tocilar.ro

Documents