proiect organe de masini iulian

Capitolul 1Introducere

Proiectul la organe de ma șini are scopul proiectării unui sistem de transmisii mecanice cu reductor de turație într-o treaptă cu angrenaj cilindric cu dinți în V . Principalele organe de mașini care fac obiectul acestei lucrări sunt : transmisia prin curele , angrenaj , arbori , pene , rulmenți , cuplaje , elemente de asamblare , etc . Disciplinele care deservesc la realizarea acestei lucrări sunt : desen tehnic , tehnologia materialelor , organe de mașini , etc . Proiectul este structurat în două parți :

partea de memoriu , de calcule justificative partea de desene

Modul de realizare al acestei lucrări este următorul : prezentarea etapelor de calcul ]n proiect studii bibliografice recomandate seria de standard specifice bibliografiei recomandate

Obiectul lucrării este formarea deprinderilor de proiectare în domeniul construcțiilor de mașini , în proiectarea transmisiilor mecanice și la anumite asamblări mecanice . Dimensionarea pieselor , realizată prin calcule de rezistență va conduce la finalizarea formei și dimensiunilor fiecărei piese care apoi se transpune în grafic .Anumite calcule de rezistență sunt simplificate făcând numai abordarea lor în baza unor recomandări urmate de calcule de verificare . Utilitatea acestei lucrări este dată de familiarizarea cu activitatea de proiect și cu modul de întocmire a unui memoriu de calcul cât și a unui pachet de desene aferente . Astfel se pun bazele pregătirii inigineriei în domeniul mecanic și a pregătirii pentru activitatea de producție .

~ 1 ~

Capitolul 2

2. Constrtucția și funcționarea sistemului de transmisii mecanice 2.1. Considerații generale asupra sistemelor de transmisii mecanice

Pentru realizarea ciclurilor tehnologice , mașinile de lucru trebuie să primeasca mișcare și energie mecanică . Din acest punct de vedere , tinând seama de caracteristicile destul de limitate pe care le au elementele de acționare , mărimile caracteristice ale mișcării de rotație trebuie adaptate la cerințele de regim ale mașinii de lucru . Acest deziderat este posibil prin interpunerea unui sistem mecanic de adaptare a elementului de acționare și mașinii de lucru . Sistemul de transmisii mecanic astfel creat , are dublu rol : modifică turația furnizată de motorul de antrenare și concomitent cu aceasta , ridică valoarea momentului de torsiune transmis elementului acșionat Sistemele de transmisii mecanice pot fi definite ca ansambluri cu rol de transmitere și modificare a caracteristicilor mișcării de rotație . Sistemele de transmisii mecanice au în componență , prin legare directă sau mijlocită , diverse mecanisme elementare ale mișcării de rotație . Sistemele de transmisii mecanice pot fi :

sisteme de transmisii simple – cu un singur mecanism de transmitere a mișcării de rotație și eventual , cu elemente intermediare de legătură

sisteme de transmisii complexe – alcătuit din două sau mai multe transmisii mecanice , care sunt legate prin elemente intermediar

O succintă prezentare a tipurilor de transmisii mecanice utilizate se poate face ptrin-o clasificare ilustrată a acestora :

a) după tipul constructiv al transmisiei :- transmisie prin curele- transmisie cu lanț- transmisie prin cablu- transmisie prin roți de fricțiune- transmisie cu roți dințate

~ 2 ~

b) după componența de bază a transmisiei- transmisii directe- transmisii cu element intermediar

c) după posibilitatea existenței alunecării între elementele implicate :- fără alunecare : angrenaje , transmisii cu lanț- cu alunecare : transmisii prin curele , prin roți de fricțiune , prin

cablud) după poziția relativă a axelor :

- cu axe paralele- cu axe concurente- cu axe oarecare

e) după sensul de rotație :- cu păstrarea sensului de rotație- cu inversarea sensului de rotație

f) după raportul de transmitere :- cu raport de transmitere constant – angrenaje- cu raport de transmitere cvasiconstant – transmisii cu lanț , curele ,

roți de fricțiune- cu raport de transmitere variabil

g) după poziția în spațiu a axelor de rotație :- orizontală- verticală- oarecare

Transmisiile mecanice pot fi clasificare și dupa alte criterii

~ 3 ~

Fig. 2.1. Tipuri de transmisii mecanice simple

Transmisii mecanice simple sau mecanismele elementare ale mișcării de rotație au următoarele caracteristici structurale , constructive și funcționale :

Angrenajele sunt transmisii directe între două roți dințate : roata conducătoare și roata condusă ; mișcarea se transmite prin angrenare forțată a dinților și este cea mai utilizată transmisie mecanică ; dantura poate fi exterioară sau interioară , roțile pot avea diverse forme iar axele au o mare diversitate de poziții în spațiu sau poziții relative .

Fig. 2.2. Transmisie cu roți dințate

~ 4 ~

Elementul cinematic fundamental pentru o astfel de transmisie este raportul de

transmitere ( ) ; acesta este definit ca raport al turațiilor elementului

conducător și condus , și pentru angrenaje , raportul de transmitere poate fi

exprimat și în funcție de diametrele cercurilor de rostogolire și funcție de

numerele de dinți , și ale roților :

= ± = ± = ± = ±

unde semnul “ – “ se consideră pentru angrenaje exterioare , la care roțile au sensuri diferite de rotație , iar semnul plus pentru cele interioare .

Transmisiile prin curele sunt transmisii mecanice realizate între două roți de curea , prin intermediul a una sau mai multe curele de transmitere ; în majoritatea cazurilor , acestea funcționează cu axe paralele și orizontale , cu păstrarea sensului de rotație la cele două roți .

Raportul de transmitere ( ) este definit ca în cazul angrenajelor , dependent

de diametrele roților de curea , și :

= = = =

~ 5 ~

Fig. 2.3. Transmisie prin curele cu arbori paraleli

1C este roata de curea conducătoare 2C este roata de curea condusă C este element intermediar - curea de transmisie

Transmisiile cu lanț funcționează tot cu element intermediar ( lanțul L ) , care transmite mișcarea de la roata de lanț conducătoare ( 1L ) la roata de lanț condusă ( 2L ) , prin contactul forșat dintre dinții roților ți rolele lanțului ; sensul de rotație al celor două roți este întotdeauna identic .

Fig. 2.4. Transmisie cu lanț

1L este roata de lanț conducătoare 2L este roata de lanț condusă L este element intermediar - lanțul de transmisie

~ 6 ~

Raportul de transmitere al transmisiei cu lanț ( ) se exprimă în mod similar ca

la transmisia prin curele ; acesta poate fi însă explicitat și în funcție de diametrele

de divizare ale roților de lanț , și , sau ca raport al numerelor de dinți ale

acestora , și :

= = = =

Transmisiile cu roți de fricțiune sunt caracterizate de contactul nemijlocit dintre roata conducătoare și cea condusă , mișcarea și puterea transmițându-se pe seama frecării ce ia naștere între acestea ; roțile pot avea diverse forme , după tipul contactului realizat : cilindrice , conice frontale , hiperboloidale , etc.

Fig. 2.5. Transmisie cu roți de fricțiune

1 este roata conducătoare 2 este roata condusă

Pentru transmisiile cu roți de fricțiune raportul de transmitere ( ) , poate fi

exprimat prin relația :

~ 7 ~

= ± = ± = ±

Dintre transmisiile prezentate , angrenajele au cea mai largă utilizare , datorită avantajelor pe care le prezintă în raport cu celelalte tipuri de transmisii mecanice :

capacitatea mare de transmitere interschimbabilitatea , asigurată de standardizare raport de transmitere riguros constant randament ridicat siguranță în exploatare și durabilitate ridicată gabarit redus posibilități multiple pentru dispunerea pozițiilor axelor de rotație

Roțile dințate sunt organe de mașini ale mișcării de rotație care , prin perechea roată dințată conducătoare – roată condusă , formează angrenajul . Clasificarea roților dințate se poate realiza după mai multe criterii ; dintre acestea cele mai importante sunt următoarele :

după poziția relativă a axelor roților : cu axe paralele , cu axe concurente sau cu axe oarecare

după formaroților : cilindrice , conice , hiperboloidale , cremalieră după poziția relativă a celor două roți : angrenaje exterioare sau angrenaje

interioare după forma dinților : dinți drepți , dinți înclinați , dinși curbi după mobilitatea axelor : cu axe fixe sau cu axe mobile

Mecanismele cu roți dințate denumite reductoare de turație sunt unele dintre cele mai cunoscute aplicații ale angrenajelor . Acestea reprezintă un asnamblu general format dintr-unul sau mai multe angrenaje montate pe arbori , care sunt rezemați pe elementul fix , de tip carcasă . Din puncte de vedere funcțional , un reductor de turație realizează reducerea vitezei unghiulare , concomitent cu creșterea momentului de torsiune

~ 8 ~

Datorită utilizării foate largi , există o mare varietate constructivă de reductoare de turație , clasificată după mai multe criterii . Dintre criteriile de clasificare ale reductoarelor de turație pot fi menționate următoarele :

după numărul de angrenaje : cu una , cu două , cu trei sau mai multe trepte după tipul angrenajului : cilindric conic sau melcat după poziția axelor : orizontală , verticală sau oblică după felul angrenajelor utilizate : angrenaje de același fel sau angrenaje de

tipuri diferite după mobilitatea axelor : cu axe fixe sau cu axe mobile după felul danturilor utilizate : cu dinți drepți , cu dinți înclinați sau cu dinți

curbi după forma arborelui de intrare : orizontală sau verticală după posibilitatea de ramificare a fluxului : fără ramificare sau cu

ramificare Scheme cinematice ale unor tipuri reprezentative de reductoare de turație utilizate în construcția de mașini

Reductor de turație într-o singură treaptă cu angrenaj cilindri cu dinți înclinați

~ 9 ~

Reductor de turație în două trepte , coaxial , cu angrenaje cilindrice cu dinți înclinați

Reductor de turație în trei trepte , conico-cilindric

Fig. 2.6. Scheme cinematice ale unor tipuri reprezentative de reductoare de turație , utilizate în construcția de mașini

2.2 Construcția și funcționarea sistemului de transmisii mecanice proiectat

Proiectarea unui sistem de transmisii mecanice presupune alegerea , sau impunerea prin temă , a unei structuri complexe care să aibă în componență următoarele părți :

o mașină de acționare care să furnizeze sistemului energie mecanică și mișcare

una sau mai multe transmisii mecanice ale mișcării de rotație , cu o complexitate mai mare sau mai mică , funcție de necesitățile cinematice impuse și de restricțiile dinamice acceptate

o mașină de lucru , ca element acționat în cadrul sistemului ( pompă , compresor sau alt tip de utilaj specific )

elemente de legătură și transmisie , de tip cuplaj de legătură Complexitatea sistemului este una dintre opțiunile preliminare de proiectare ; se au în vedere atât necesitățile cinemtice sau dinamice cât și limitările , prin randamentul mecanic , pe care le introduce creșterea numărului de elemente și implicit , de cuple cinematice componente . Sistemulde transmisii mecanice poate avea următoarea alcătuire de ansamblu :

element de acționare – motor electric asincrom ( M )

~ 10 ~

transmisie prin curele trapezoidale ( T.C. ) reductor de turație într-o treaptă , cu angrenaj cilindric ( R.T. )

cuplaje de legătură ( , )

mațina de lucru acționată , de tip pompă ( P )

Fig. 2.7. Schema cinematică a sistemului de transmisii mecanice

Pentru analiza cinematică și structurală a sistemului de mai sus s-au făcut următoarele notații :

Ic și Iic - arborele conducător și cel condus al transmisiei prin curele 1c și 2c - roțile de curea conducătoare și condusă B și B’ - cuplele de rezemare ale arborelui condus al transmisiei prin curele I și II - arborele conducător , respectiv cel condus al reductorului de turație 1 și 2 – roțile dințate C , C’ , E și E’ – reazemele cu rulmenți ale arborilor reductorului de turație D – cupla superioară , de tip angrenaj C1 și C2 – cuplaje , ca elemente de legătură și transmisie

Organele de mașini care alcătuiesc sistemul de transmisii astfel structurat pot fi grupate după cum urmează :

1. În cadrul transmisiei prin curele : roțile de curea ( 1c și 2c ) arborele conducător și arborele condus al transmisiei prin curele ( Ic

și IIc ) curelele de transmisie penele de fixare a roților de curea

~ 11 ~

rulmenții pentru rezemarea arborelui condus al transmisiei prin curele

2. În cadrul reductorului de turație : roțile dințate care alcătuiesc angrenajul ( 1 și 2 ) arborele conducător ( I ) și cel condus ( II ) reazemele cu rulmenți ale arborelui conducător ( C și C’ ) și ale

arborelui condus ( E și E’ ) penele pentru asamblările roților dințate carcasa și diverse accesorii ale acesteia ( șuruburi , piulițe , șaibe ,

bușon , capace , garnituri de etanșare , nivelă de ulei )3. Organe de legătură :

cuplajele de legătură dintre transmisia prin curele și reductorul de turație ( C1 ) și cel dintre reductor și pompă ( C2 )

Din punct de vedere structural al elementelor și cuplelor cinematice care compun sistemul de transmisii abordat – acesta are în componentă următoarele entități , de tip elemente și de tip legături :

1. În cadrul transmisiei prin curele : Elemente cinematice :

subansamblul arbore conducător al transmisiei prin curele (Ic și 1c)

subansamblul arbore condus al transmisiei prin curele (IIc și 2c)

curelele trapezoidale de transmisie elementul fix

Cuplele cinematice : legăturile dintre roțile de curea și curele (A și A’) reazemele subansamblului arborelui IIc (B și B’)

2. În cadrul reductorului de turație : Elemente cinematice :

subansamblul arbore conducător al reductorului (I și 1) subansamblul arbore condus al reductorului ( II și 2) elementul fix ( carcasa reductorului de turație )

Cuplajele cinematice :

~ 12 ~

legătura dintre roțile dințate (D – cuplă superioară) reazemele subansamblelor arborelui I și II ( cuplele C , C’ , E

și E’ )3. Cuplajele de legătură sunt poziționate între transmisia prin curele și

reductorul de turație ( C1 ) și respectiv , dintre reductorul de turație și pompă ( C2 ) ; aceste elemente de legătură , din punct de vedere structural , sunt considerate cuple cinematice

Funcționarea sistemului de transmisii mecanice

Mișcarera și energia mecanică furnizată de elementul de acționare ( motorul electric asincron ) se transmite , din aproape în aproape , pe traseul creat prin fluxul electric cinematic până la mașina de lucru Astfel , de la axul motorului , pe care este montată roata de curea conducătoare , mișcarea se transmite prin intermediul curelelor de transmisie la axul condus al acesteia și apoi , prin intremediul cuplajului C1 , la arborele conducător al reductorului de turație .

De aici , prin intermediul angrenajului format de roțile 1 și 2 , mișscarea și puterea ajunge la arborele condus al reductorului de turație și mai departe , prin cuplajul de legătură C2 , la axul mașinii de lucru ( pompa ) . Acest mod de funcționare este caracterizat de câteva particularități cinematice și dinamice ale fluxului cinematic :

Sensurile de rotație : între arborii transmisiei prin curele ( arborii Ic și IIc ) nu are

loc schimbarea sensului de rotație între arborii reductorului de turație ( arborii I și II ) sensul de

rotație este inversat ( angrenajul exterior ) de la axul motorului de acționare și până la axul pompei ,

mișcarea de rotație își schimbă deci sensul o singură dată Elementele aparținând aceleiași axe geometrice cu turația identică :

axul motorului și subansamblul arbore conducător al transmisiei prin curele ( M , Ic și 1c )

subansamblul arbore condus al transmisiei prin curele , cuplajul C1 și subansamblul arbore conducător al reductorului

~ 13 ~

de turație au aceiași turație ( IIc , 2c , C1 , I și 1) , mai mică decât cea a elementelor de pe axa geometrică precedentă ; acest fapt datorându-se valorii raportului de transmitere al

transmisiei prin curele ( ) , care este supraunitară

subansamblul arbore condus al reductorului , cuplajul de legătură și axul pompei ( II , 2 , C2 și P ) au turația identică și mai mică decât cea a axului precedent , acest fapt datorându-se

valorii raportului de transmitere al reductorului de turație (

) , care este de asemenea supraunitar

pe cele trei axe geometrice , turațiile sunt diferite și descrescătoare , astefel încât de la motorul de acționare la axul pompei turația este redusă în două trepte

ambele mecanisme componente ( transmisia prin curele și reductorul de turație ) funcționează ca mecanisme reducătoare

de turație : > 1 și > 1

reducerea succesivă de turație este însoțită de o creștere similară a momentului de torsiune transmis pe fluxul cinematic valorile corespunzătoare se vor determina succesiv , în fiecare punct în cadrul capitolului următor

legăturile dintre elementele cinematice ale sistemului de transmisii analizat se realizează prin cuple cinematice , acestea sunt caracterizate de anumite valori ale randamentului mecanic acest fapt determină totdeauna o diminuare succesivă a energiei transmise pe fluxul cinematic , de la motor la pompă , bilanțul randamentelor mecanice , pierderile de putere mecanică și valorile acestora , în fiecare punct al sistemului , se vor calcula în capitolul următor

În cazul unor transmisii mecanice care au o complexitate mai mare , cuprinzând fie un număr mai mare de transmisii mecanice , fie transmisii care au structura compusă , abordarea analizei de mai sus va fi similară

~ 14 ~

Sensurile de rotație ale elementelor situate pe axele geometrice ale sistemuilui pot determina în funcție de sensul de rotație al arborelui motor și de tipurile de transmisii elementare care compun sistemul În proiectarea sistemelor de transmisii mecanice se va ține seama de faptul că , odată cu creșterea complexității acestuia , vor apare drept consecințe următoarele efecte :

reducerea mai accentuată a turației la elementul condus și creșterea corespunzătoare a momentului de torsiune la ieșirea din sistem

accentuarea pierderilor de putere mecanică datorită implicării , în cadrul sistemului de transmisii , a unui număr sporit de cuple cinematice

Din acest motiv , la proiectarea unor sisteme de transmisii mecanice la care nu este impusă componența acestora , se va avea în vedere p structurare cât mai simplă , care să evite o diminuare prea accentuată a randamentului global .

Capitolul 3

3.1. Calculul cinematic 3.1.1. Rapoartele de transmitere preliminare parțiale

Aceste rapoarte pentru fiecare dintre transmisiile sistemului au fost meționate prin temă .

= 1.4 - raport al transmisiei prin curele ;

= 4.2 – raport al transmisiei prin roți dințate (angrenaj) .

În aceste condiții raportul de transmisie global al sistemului se calculează ca produs :

= ∙ = 1.4 ∙ 4.2 = 5.88

~ 15 ~

3.1.2. Alegerea numerelor de dinți ale roților dințate

Pentru roata dințată conducătoare se recomandă intervalul 17 ... 25 dinți ;

Se alege = 20 dinți pentru această roată conducătoare .

La roata condusă = ∙ = 20 ∙ 4.2 = 84 dinți . Deoarece acest număr de

dinți nu este fracționar rotunjirea la valoarea întreagă mai apropiată este deja realizată .

3.1.3. Recalcularea rapoartelor de transmitere

= 1.4 – rămâne neschimbat ;

= = = = 4.2 ; unde și sunt valorile întregi găsite prin calculul

respectiv adoptat . Valorile găsite la aceste rapoarte rămân definitive și cu ele se va lucra în continuare .

3.1.4. Alegerea unghiului de înclinare al danturilor roților dințate

este unghiul de înclinare al danturilor stânga – dreapta roților angrenajului

aparține intervalului 10...25° Se alege = 18°

~ 16 ~

3.1.5. Turațiile și vitezele unghiulareSe stabilesc turațiile comune elementelor situate pe cele trei axe

geometrice Fig. 3.1. Schema cinematică a sistemului de transmisii mecanice

pentru elementele de pe axa geometrică M-Ic putem afirma că turația :

= = = 850 rot/min

pentru elementele de pe axa geometrica IIc-I :

= = = = = = 607.14 rot/min

pentru elementele de pe axa II-P :

= = = = = 144.55 rot/min

Se stabilesc vitezele unghiulare corespunzătoare : la elementele de pe axa M-Ic :

= = = = = 99.43 rad/s

la elementele de pe axa IIc-I :

= = = = = = 63.54 rad/s

la elementele de pe axa II-P :

~ 17 ~

= = = = = 15.12 rad/s

3.2. Elemente de calcul dinamic 3.2.1. Randamentele mecanice

Cuplele componente ale sistemului au randamentele mecanice medii statistic determinate în următoarele intervale de valori :

pentru lagărele cu rulmenți : = 0.98 ... 0.99 ;

se alege = 0.985

pentru cuplele de tip angrenaj : = 0.97 ... 0.98 ;

se alege = 0.975

pentru cuplele de tip cuplaj de legătură : = 0.990 ... 0.995 ;

se alege = 0.992

pentru cuplele roată de curea conducătoare – curea condusă :

= 0.92 ... 0.96 ;

se alege = 0.94

Intervalele de valori propuse pentru considerarea randamentelor mecanice sunt orientative și reprezintă valorile medii , care au fost determinate pe baza unor determinări experimentale . În aceste condiții particulare , aceste intervale pot avea chiar limite mai largi .

Pentru sistemul care este proiectat , determinarea randamentelormecanice ale mecanismelor componente va ține seama de cuplele cinematice care se regăsesc în structura fiecăruia dintre acestea , prin valorile randamentelor care au fost admise pentru calcul .

Pentru transmisia prin curele (T.C.) :

~ 18 ~

Evaluarea randamentelor se va face ca produs al randamentelor cuplelor care

intră în componență : = ∙ = 0.94 ∙ 0.985 = 0.925

Pentru reductorul de turație (R.T.) :

= ∙ ∙ = 0.985 ∙ 0.975 ∙ 0.985 = 0.94

Pentru întregul sistem de transmisii mecanice :

= ∙ ∙ ∙ = 0.925 ∙ 0.992 ∙ 0.94 ∙ 0.992 = 0.85

Iar sub formă procentuală :

= ̍ ∙ 100 = 0.85 ∙ 100 = 85% Restul de 15% din puterea mașinii de acționare se consumă pentru învingerea frecării din toate cuplele și se transformă în căldură . 3.2.2. Calculul puterilor nominale și maxime

Puterea furnizată de motorul de acționare se transferă pe parcursul fluxului cinematic din aproape în aproape cu diminuări corespunzătoare în fiecare cuplă de pe parcurs . Principiul de transmitere al puterii ține seama de randament :a) Puterile nominale din sistem : la elementele de pe axa M-Ic :

= = = 58 kW

la elementele de pe axa IIc-I :- la roata 2c si arborele IIc în interior :

= = ∙ = 58 ∙ 0.94 = 54.52 kW

- la ieșirea din transmisia prin curele (T.C.) :

= ∙ = 54.52 ∙ 0.985 = 53.7 kW

- la intrarea în reductorul de turație (R.T.) :

~ 19 ~

= ∙ = 53.7 ∙ 0.992 = 53.27 kW

= = ∙ = 53.27 ∙ 0.985 = 52.47 kW

la elementele de pe axa II-P :- la roata 2 și arborele II în interior :

= = ∙ = 52.47 ∙ 0.975 = 51.15 kW

- la arborele II în exterior ( sau la ieșirea din R.T. ) :

= ∙ = 51.15 ∙ 0.985 = 50.38 kW

- la arborele pompei ( P ) :

= ∙ = 50.38 ∙ 0.992 = 49.97 kWb) Determinarea puterilor maxime din sistem : În timpul funcționării datorită fluctuațiilor parametrilor mașinii de acționare puterea suferă anumite fluctuații . În consecință se consideră un

coeficient de supra-sarcină : = 1.2 … 1.6 ; se alege = 1.5

Pe aceiași schemă se vor calcula puterile maxime :

la elementele de pe axa M-Ic :

= = = ∙ = 58 ∙ 1.5 = 87 kW

la elementele de pe axa IIc-I :- la roata 2c și arborele Iic în interior :

= = ∙ = 54.52 ∙ 1.5 = 81.78 kW

- la ieșirea din transmisia prin curele ( T.C. ) :

= ∙ = 53.7 ∙ 1.5 = 80.55 kW

- la intrarea în reductorul de turație ( R.T. ) :

= ∙ = 53.27 ∙ 1.5 = 79.9 kW

= = ∙ = 52.47 ∙ 1.5 = 78.7 kW

~ 20 ~

la elementele de pe axa II-P :- la roata 2 și arborele II în interior :

= = ∙ = 51.15 ∙ 1.5 = 76.72 kW

- la arborele II în exterior :

= ∙ = 50.38 ∙ 1.5 = 75.57 kW

- la arborele pompei ( P ) :

= ∙ = 49.97 ∙ 1.5 = 74.95 kW

3.2.3. Calculul momentelor de torsiune nominale și maxime :

a) Momente nominale din sistem : la elementele de pe axa M-Ic :

- la motor , roata 1c și arborele Ic :

= = = 9550 = 9550 = 651.64 N ∙ m la elementele de pe axa IIc-I :

- la roata 2c și arborele IIc în interior :

= = 9550 = 9550 = 857.57 N ∙ m- la ieșirea din transmisia prin curele ( T.C. ) :

= 9550 = 9550 =844.67 N ∙ m- la intrarea în reductorul de turație ( R.T. ) :

= 9550 = 9550 = 837.9 N ∙ m- la roata dințată 1 și arborele I în interior :

~ 21 ~

= = 9550 = 9550 = 825.32 N ∙ m la elementele de pe axa II-P :

- la roata 2 și arborele II în interior :

= = 9550 = 9550 = 3379.33 N ∙ m- la arborele II în exterior ( sau la ieșirea din R.T. ) :

= 9550 = 9550 = 3328.46 N ∙ m- la arborele pompei ( P ) :

= 9550 = 9550 = 3301.37 N ∙ mb) Momente de torsiune maxime : la elementele de pe axa M-Ic :

- la motor , roata 1c și arborele Ic :

= = = ∙ = 651.64 ∙ 1.5 =

= 977.46 N ∙ m la elementele de pe axa IIc-I :

- la roata 2c și arborele IIc în interior :

= = ∙ = 857.57 ∙ 1.5 = 1286.35 N ∙ m- la ieșirea din transmisia prin curele ( T.C. ) :

= ∙ = 844.67 ∙ 1.5 = 1267 N ∙ m- la intrarea in reductorul de turație :

= ∙ = 837.9 ∙ 1.5 = 1256.85 N ∙ m- la roata dințată 1 și arborele I în interior :

= = ∙ = 825.32 ∙ 1.5 = 1237.98 N ∙ m la elementele de pe axa II-P :

~ 22 ~

- la roata 2 și arborele II în interior :

= = ∙ = 3379.33 ∙ 1.5 = 5068.99 N ∙ m- la arborele II în exterior ( sau la ieșirea din R.T. ) :

= ∙ = 3328.46 ∙ 1.5 = 4992.69 N ∙ m- la arborele pompei ( P ) :

= ∙ = 3301.37 ∙ 1.5 = 4952.05 N ∙ m

~ 23 ~

Capitolul 4

4. Calculul transmisiei prin curele 4.1. Date inițiale de proiectare

Pentru calcul au fost stabilite următoarele valori ale datelor inițiale :

- puterea nominală la roata conducătoare : = 58 kW ;

- turația roții de curea conducătoare : = 850 rot/min ;

- raportul de transmitere al transmisiei prin curele : = 1.4 ;

- turația roții conduse : = 607.14 rot/min

- momentul nominal de torsiune la roata conducătoare : = 651.64 N∙m

Condiții de funcționare pentru transmisie :- elementul de acționare este un motor electric asincron ;- mașina de lucru este de tip pompă cu funcționare continuă ;- poziția axelor transmisiei este orizontală cu axe paralele ;- supra-sarcini și șocuri în regim moderat ;- numărul de schimburi la care se lucrează este trei .

~ 24 ~

4.2. Schema transmisiei prin curele

Transmisia prin curele cu componentele și elementele geometrice mai importante este prezentată în figura următoare :

Fig. 4.1. Schema de calcul pentru elementele geometrice și funcționale ale transmisiei prin curele

- roata conducătoare

- roata condusă

~ 25 ~

și – elemente pe care se reazemă componentele sistemului

Elemente intermediare – cureaua / curelele

4.3. Alegerea tipodimensiunii curelei

Pentru transmisia prin curele în cazul sistemului de față se recomandă utilizarea cureleleor trapezoidale înguste . Din monograma pentru alegerea curelelelor trapezoidale înguste reiese că mărimea de curea recomandată de

standarde este de tip 16x15 - = 180 … 500 mm . Se alege diametrul primitiv al

roții conducătoare = 400 mm .

Dimensiunile secțiunii transversale a curelei sunt precizate în tabelul de mai jos :

Tipul curelei

( x h )

Elementele geometrice ale secțiuniiTransversale a curelei

Configurația secțiunii h a 𝛂

[mm] [grd]

SPZ (8.5 x 8) 8.5 8 2 10

40°±1°

SPA (11 x 10) 11 10 2.8 12

SPB (14 x 13 ) 14 13 3.5 15

(16 x 15 ) 16 15 4 17

SPC (19 x 18) 19 18 4.8 20

Tabelul 4.1. Caracteristicile geometrice ale secțiunilor transversal ale curelelor trapezoidale înguste , conform STAS 7192 - 83

~ 26 ~

4.4. Calculul elementelor geometrice ale transmisiei prin curele

Elementele geometrice determinate prin calcul sunt :- diametrul primitiv al roții conducătoare :

= 400 mm

- diametrul primitiv al roții conduse :

= ∙ ( 1 – ξ ) = 400 ∙ 1.4 ( 1- 0.03 ) = 543.2 mm

Unde ξ = coeficientul de alunecare specifică ; ξ = 0.02 … 0.04 Se alege ξ = 0.03

- distanța dintre axele celor două roți ( A ) :Se recomandă :

0.7 ( + ) < A < 2 ( + )

0.7 (400+ 543.2) < A < 2 (400 + 543.2) 660.24 < A < 1886.4Se alege A = 1200 mm

- calculul unghiurilor de transmisie : unghiul dintre ramurile transmisiei ( γ ) :

γ = 2∙arcsin = 2∙arcsin = 2∙arcsin =

= 2∙arcsin ∙ 0.0596 = 6.83 ° unghiul de înfășurare pe roata conducătoare :

= 180° - γ = 180° – 6.83° = 173.17°

unghiul de înfășurare pe roata condusă :

= 180° + γ = 180° + 6.83° = 186.83°

~ 27 ~

- lungimea primitivă a curelei ( ) :

= 2∙A + ∙ ( + ) + =

2∙1200 + ∙ ( 400 + 543.2 ) + =

2400 + 1.57 ∙ 943.2 + 4.272 = 3885.09 mm

Se alege = 4000 mm

- recalcularea distanței dintre axele celor două roți :

= 2∙ + ∙ ( + ) + =

4000 = 2∙ + ∙ ( 400 + 543.2 ) + =

= { - ∙( + )+ +

} =

= {4000- ∙(400+543.2)+ +

] =

~ 28 ~

= [2519.176 + ] =

= ( 2519.176 + ) =

= 1257.54 mm

=

- recalcularea unghiurilor de transmisie : recalcularea unghiului dintre ramurile transmisiei ( γ ) :

γ=2∙arcsin =2∙arcsin =

=2∙arcsin 0.056 = 6.42° recalcularea unghiului de înfășurare pe roata conducătoare :

= 180° - γ = 180° - 6.42° = 173.58°

recalcularea unghiului de înfășurare pe roata condusă :

= 180° + γ = 180° + 6.42° = 186.42°

4.5. Calculul elementelor cinematice

- turația roții de curea conducătoare : = 850 rot/min

- raportul de transmitere al transmisiei prin curele : = 1.4

- turatia roții de curea conduse : = 607.14 rot/min

- viteza periferică a curelei , v :

v = = = = 17.793 m/s

- frecvența îndoiturilor curelei , f :

f = ∙ ≤

~ 29 ~

f = ∙ = 8.896 Hz

unde :

X – numărul de roți de curea al transmisiei

– viteza periferică a curelei

– frecvența admisibilă

4.6. Calculul numărului de curele

Pentru determinarea numărului de curele trebuie să se țină cont de regimul de funcționare al transmisiei : tipul motorului de acționare , tipul mașinii de lucru numărul de schimburi în care se lucrează și felul regimului de lucru .

Transmisia prin curele poate funcționa cu un număr Z de curele montate în paralel pe cele două roți . Determinarea numărului preliminar de curele se face cu relația :

= = = 4.067 curele

- - 1.6 este coeficientul de funcționare care ține seama de condițiile de

acționare și regimul de lucru

- – 0.99 este coeficientul de lungime al curelei

- – 23.279 este puterea pe care o poate transmite una din cele Z curele

- - 0.99 este coeficientul unghiului de înfășurare

Pe baza numărului preliminar de curele se definitivează numărul de curele :

~ 30 ~

Z = = = 4.518 , unde = 0.90 , este coeficientul numărului de curele

Se alege Z = 5 curele

4.7. Calculul elementelor dinamice

Pentru determinarea forțelor care acționează asupra arborilor se determină mai întâi forța tangențială sau utilă după care se vor determina forțele din ramurile transmisiei :

Fig. 4.3. Forța utilă , acționând periferic la roata de curea conducătoare

~ 31 ~

= = = = = 3258.2 N

= = = = 4017.68 N

Unde : μ′ = coeficient de frecare raportat μ = coeficient de frecare între curele şi roţile de curea μ = 0.3 ... 0.45 , se alege μ = 0.4 α = 40° este unghiul format de flancurile canalului de curea al roţii β = 3.028 rad ; este unghiul de înfăşurare pe roata conducătoare , în radiani .

μ′ = = = = 0.558

sin 20° = 0.34 cos 20° = 0.94

= = 5.290

cos γ = 0.993

= = = 759.48 N

R =

R =

R = 4772.68 N

4.8. Calculul dimensiunilor roţilor de curea

Roţile de curea ale transmisiei prin curele au partea periferică dotată cu z canale , corespunzătoare ca formă şi dimensiuni mărimii de curea utilizată . Forma şi dimensiunile canalelor sunt reglementate prin STAS 1162-84 .

~ 32 ~

Fig. 4.4. Forma periferică a roților pentru curelele trapezoidale , conform prevederilor din STAS 1162 - 84

Elementele geometrice ale roţii sunt următoarele : n – înălţimea canalului de curea deasupra liniei primitive m – adâncimea canalului situat sub linia primitivă f – distanţa de la marginea frontală a roţii la axa primului canal al acesteia e – distanţa dintre axele secţiunilor a două canale învecinate α – unghiul dintre flancurile canalului pentru curea r – raza de racordare a marginii canalului

= 400 mm = 16 mm f = mm

= 543.2 mm = 4.7 mm e = 22 ± 0.4 mm

Z = 5 curele = 16 mm α = 34° ± 1°Diametrele exterioare : = + 2 ∙ n = 400 + 9.4 = 409.4 mm = + 2 ∙ n = 543.2 + 9.4 = 552.6 mm Diametrele interioare : = - 2 ∙ m = 400 - 32 = 368 mm

~ 33 ~

= - 2 ∙ m = 543.2 - 32 = 511.2 mm Determinarea lăţimii celor două roţi : = = e ∙ (Z -1) + 2 ∙ f = 22∙ (5 – 1) + 2 ∙ 14.5 = 118 mm

Capitolul 5

~ 34 ~

5. Calculul organelor de maşini componente ale Reductorului de Turaţie 5.1. Calculul angrenajului cilindric cu dinţi în V 5.1.1. Calculul de dimensionare

Date iniţiale de proiectare

- puterea nominală la roata 1 : = 52.47 kW

- momentul de torsiune nominal la roata 1 : = 825.32 N ∙ m- raportul de angrenare şi de transmitere : = 4.2- turaţia roţii dinţate conducătoare 1 : = 607.14 rot/min

- turaţia roţii dinţate conduse 2 : = 144.55 rot/min

- durata de funcţionare a angrenajului : = 10000…20000 ore

se alege = 18000 ore

- numărul de cicluri de solicitare ale roţilor la fiecare rotaţie completă :

= = 1

- numărul de dinţi al roţii dinţate conducătoare : = 20 dinţi

- numărul de dinţi al roţii dinţate conduse : = 84 dinţi

- condiţiile de funcţionare acţionarea se face cu un motor electric asincron de curent alternativ maşina de lucru este de tip pompă modul de încărcare al angrenajului – regim moderat – suprasarcina

factorul regimului de funcţionare : = 1.25

Elementele cremalierei de referinţă :

unghiul de presiune de referinţă în plan normal : = 20° coeficientul înălţimii capului de referinţă în plan : = 1.0

~ 35 ~

coeficientul jocului la capul dintelui de referinţă : = 0.25

coeficientul razei de racordare la piciorul dintelui de referinţă : = 0.38

unghiul de înclinare a danturii : = 20°

Alegerea materialelor , tratamentelor şi tensiunilor limită pentru cele două roţi :

- alegerea materialelor roţilor dinţate trebuie să respecte două criterii (criteriul de rezistenţă şi criteriul de economicitate ) şi să ţină cont de solicitările la care sunt supuse cele două roţi dinţate

- pentru roata conducătoare se alege OLC60 STAS 880-80 : Caracteristicile mecanice ale materialului sunt :

= 2200-2700 MPa ; se alege = 2500 MPa

= 800-950 MPa ; se alege = 900 MPa

= 520 MPa

- pentru roata condusă se alege OLC50 STAS 880-80 : Caracteristicile mecanice ale materialului sunt :

= 1900-2250 MPa ; se alege = 2000 MPa

= 700-850 MPa ; se alege = 800 MPa

= 460 MPa

Determinarea tensiunilor limită pentru fiecare roată :- pentru roata conducătoare :

la solicitarea de contact = 610-780 MPa ;

~ 36 ~

se admite = 700 MPa

la solicitarea de încovoiere = 420-640 ;

se admite = 530 MPa

- pentru roata condusă :

la solicitarea de contact = 530-710 ;

se admite = 620 MPa

la solicitarea de încovoiere : = 380-600 ;

se admite = 490 MPa

Calculul de predimensionare

Pentru dantura roţilor 1 şi 2 s-a ales unghiul de înclinare = 20° Numărul de dinţi al roţilor echivalente :

= = = 24.103 dinţi

= = = 101,23 dinţi

Pentru dimensionarea angrenajului se aplică criteriul de dimensionare :

~ 37 ~

∙ ∙ = (1...1.3) ∙ ∙ ∙ ∙

Unde :

- şi sunt factori de formă a dinţilor roţilor 1 şi 2 . Se determină în

condiţiile în care angrenajul are profil necorijat ( x = 0 ) .

= 2.8 = 2.2

- şi sunt factori de corecţie a tensiunilor la baza dinţilor pentru

materialele roţilor

= 1.56 = 1.82

- este factorul de elasticitate al materialului roţilor

= 189.8

- este factorul unghiului de înclinare a danturii

= = 0.969

- este factorul zonei de contact

= 2.49 ∙ = 2.49 ∙ 0.969 = 2.4128

- este tensiunea admisibilă de contact pentru angrenaj

= min ( şi ) = 539.4 MPa

= 0.87 ∙ ∙ ∙

şi sunt factori ai durabilităţii pentru solicitarea de contact

= 60 ∙ ∙ ∙ = 60 ∙ 614.28 ∙ 18000 ∙ 1 = 66.34 ∙ cicluri

~ 38 ~

= 60 ∙ ∙ ∙ = 60 ∙ 146.25 ∙ 18000 ∙ 1 = 15.79 ∙ cicluri

Se compară cu şi cu ; = 5 ∙

66.34 ∙ > 5 ∙

15.79 ∙ > 5 ∙ => = 1

este factorul raportului durităţilor flancurilor

Se adoptă = 1

= 0.87 ∙ ∙ ∙ = 0.87 ∙ 700 ∙ 1 ∙ 1 = 609 MPa = 0.87 ∙ ∙ ∙ = 0.87 ∙ 620 ∙ 1 ∙ 1 = 539.4 MPa

Se alege = 539.4 MPa

- este tensiunea admisibilă de încovoiere pentru materialele celor două

roţi

= 0.8 ∙ ∙ ∙

şi sunt factori ai durabilităţii pentru solicitarea de încovoiere

Se compară cu şi cu ; = 3 ∙

663.4 ∙ > 3 ∙

157.9 ∙ > 3 ∙ => = 1

sunt factorii relativi de sensibilitate ai materialului roţilor la concentratorii

de la baza dintelui

~ 39 ~

= 0.95 = 1.01

= 0.8 ∙ ∙ ∙ = 0.8 ∙ 530 ∙ 1 ∙ 0.95 = 402.8 MPa

= 0.8 ∙ ∙ ∙ = 0.8 ∙ 490 ∙ 1 ∙ 1.05 = 411.6 MPa

Se alege = 411.6 Mpa

∙ ∙ = (1...1.3) ∙ ∙ ∙ ∙

∙ 2.8 ∙ 1.56 = 1.15 ∙ ∙ ∙ ∙

∙ 4.368 = 449.187 ⇒ = 102.83 dinţi

= ∙ = 102.83 ∙ = 85.13

Se observă că : < ( 20 < 85.13 )

Dimensionarea angrenajului se face la solicitarea de contact

Calculul modulului angrenajului

În situaţia dimensionării la solicitarea de contact se termină mai întâi distanţa dintre axe

= (0.8...0.9) ∙ ( +1) ∙

- = raportul de angrenare şi de transmitere = 4.2

- = momentul de torsiune nominal la roată = 825.32 N ∙ m

~ 40 ~

- = tensiunea admisibilă de contact pentru angrenaj = 539.4 MPa

- = factorul de elasticitate al materialului roţilor = 189.8

- = factorul zonei de contact = 2.4128

- = factorul unghiului de înclinare a danturii = 0.969

- = factorul regimului de funcţionare = 1.25

- = factor de lăţime a roţii – pentru angrenaje cilindrice cu dinţi în V

La reductoare într-o treaptă se recomandă = 0.25...0.3

Se alege = 0.27

= (0.8...0.9) ∙ (4.2+1) ∙

= (0.8...0.9) ∙ 5.2 ∙

= (0.8...0.9) ∙ 5.2 ∙ 85.073

= 0.8 ∙ 442.37 = 353.89 mm

= 0.9 ∙ 442.37 = 398.13 mm

= ⇒ =

= = 6.39 mm

= = 7.18 mm

~ 41 ~

Se alege = 7 mm

5.1.2. Calculul elementelor geometrice ale angrenajului cilindric cu dinţi în V

~ 42 ~

Schiţa angrenajului

Fig. 5.1. Angrenajul cilindric cu dinții în V , cu dantură necorijată

Date preliminare privind definitivarea geometric a angrenajului

~ 43 ~

- numărul de dinţi al roţii conducătoare = 20

- unghiul de înclinare a danturii = 20°- elementele cremalierei de referinţă :

unghiul de presiune de referinţă : = 20° coeficientul înălţimii capului de referinţă : = 1

coeficientul jocului la capul dintelui de referinţă : = 0.25

coeficientul razei de racordare la piciorul dintelui de referinţă

= 0.38

- modulul normal conform STAS 882-82 : = = 7 mm

Calculul elementelor geometrice de bază ale angrenajului

- modulele şi paşii danturii :o modulul frontal

= = = 7.454 mm

o pasul normal al danturii :

= π ∙ = 3.14 ∙ 7 = 21.98 mm

o pasul frontal :

= π ∙ = π ∙ = 3.14 ∙ 5.8572 = 23.40 mm

- înălţimile danturilor roţilor :o înălţimile capului dinţilor :

= = = ∙ = 7 mm

o înălţimile de picior a dinţilor :

~ 44 ~

= = = ( + ) ∙ = (1 + 0.25) ∙ 7 = 8.75 mm

o înălţimile totale a dinţilor :

= = h = + = 7 + 8.75 = 15.75

- diametrele roţilor :o diametrele cercurilor de divizare şi de rostogolire ( sunt egale pentru

danturi cu profil necorijat ) :

= = ∙ = ∙ = 7.454 ∙ 20 = 149.08 mm

= = ∙ = ∙ = 7.454 ∙ 84 = 626.136 mm

o diametrele cercurilor de cap :

= + 2 ∙ = 149.08 + 2 ∙ 7 = 163.08 mm

= + 2 ∙ = 626.136 + 2 ∙ 7 = 640.136 mm

o diametrele cercurilor de picior :

= - 2 ∙ = 149.08 - 2 ∙ 8.75 = 131.58 mm

= - 2 ∙ = 626.136 - 2 ∙ 8.75 = 608.636 mm

o diametrele cercurilor de bază :

= ∙ cos = 149.08 ∙ 0.939 = 140 mm

= ∙ cos = 626.136 ∙ 0.939 = 588 mm

- distanţa între axele de referinţă ( egale pentru danturi cu profil necorijat ) :

~ 45 ~

= = = ∙ ( + ) =

= ∙ (20 + 84) = 387.6464 mm

- diametrele canalelor celor două roţi :

= - 2 ∙ (2…5) = 131.58 – 2 ∙ 3 = 125.58

Se alege = 126 mm

= - 2 ∙ (2…5) = 608.636 – 2 ∙ 3 = 602.636

Se alege = 604 mm

- lăţimile roţilor :o lăţimea canalului fiecărei roţi :

= 10…20 mm ; se alege = 15 mm

o lăţimea necesară :

= ∙ = 0.27 ∙ 387.6464= 104.66 mm

o lăţimea roţii conduse :

= + = 15 + 104.66 = 119.66 mm

Se alege = 120 mm

o lăţimea roţii conducătoare :

= + 2 ∙ (1…3) = 120 + 2 ∙ 1.5 = 123

Se alege = 124

Alte elemente de formă ale roţilor :- teşitura de cap a dinţilor :

~ 46 ~

f = = = 3.5 mm

- grosimea coroanei sub dantură :

= (2…3) ∙ = 2.5 ∙ 7 = 17.5 mm

- grosimea discului roţii :

S = (3…4) ∙ = 3.5 ∙ 7 = 24.5 mm

- razele de racordare :

, = (1…5) mm ; se alege = = 3 mm

- conicitatea : ⊲1:10

5.1.3. Sistemul de forţe al angrenajului cilindric cu dinţi în V

~ 47 ~

Pentru determinarea componentelor sistemului de forţe ale angrenajului cilindric cu dinţii în V , se consideră angrenajul format din roata conducătoare 1 şi roata conducătoare 2 . Angrenajul astfel definit este reprezentat în patru proiecţii :

- reprezentând vederea în planul vertical a celor două roţi- reprezentând vederea în planul lateral a celor două roţi- reprezentând o secţiune normală pe direcţia flancurilor în contact ale celor

două roţi , realizată în planu n – n- reprezentând un detaliu asupra roţii conducătoare 1

Fig. 5.2. Sistemul de forțe care acționează asupra roților dințate cilindrice cu dinți în V

~ 48 ~

Transmiterea mişcării şi puterii de la roata conducătoare la roata condusă se face prin dezvoltarea unei încărcări distribuite de-a lungul flancurilor dinţilor aflaţi în contact . Forţa rezultată o descompunem în trei forţe după trei direcţii şi anume :

- o direcţie tangenţială la cilindru cu componentele şi

- o direcţie radială cu componentele şi

- o direcţie axială – paralelă cu direcţia axelor – cu componentele şi

Pentru determinarea rezultantelor se vor scrie relaţiile :- pentru component tangenţială :

= = = = 16608.26 N

- pentru component radială :

= = = = 6436.36 N

- pentru component axială :

= = 0

Se remarcă faptul că la angrenajul cilindric cu dinţi în V , componentele axiale ale forţelor de angrenare sunt nule .

~ 49 ~

5.2. Calculul carcasei

Se alege ca material pentru carcasă : fonta cenuşie 250

5.2.1. Alegerea distanţelor de la punctele de aplicaţie ale încărcării pe roţi şi reazeme

Fig. 5.3. Schema de calcul a distanței l , de la mijlocul roții pînă la mijlocul lagărului

l = + + + = 115 mm

= = = 62 mm

~ 50 ~

= 10...20 mm se alege = 18 mm

= 5...10 mm se alege = 10 mm

= = = 25 mm B = grosimea rulmentului =30...50mm

se alege B = 50 mm

l = + + + = 62 + 18 + 10 + 25 = 115 mm

se alege l = 120 mm

5.2.2. Alegerea unor dimensiuni caracteristice ale carcasei

Forma complexă a celor două semi-carcase şi dimensiunile mai importante ale acestora sunt prezentate detaliat în figura de mai jos .

~ 51 ~

Fig. 5.4. Forma și dimensiunile variantei de carcasă turnată din două bucăți , cu precizarea principalelor elemente geometrice ale acesteia

- grosimea peretelui semi-carcasei inferioare :δ = 0.03 ∙ + (2...5) = 0.03 ∙ 387.6464 + 4 = 15.62 se adoptă δ = 16 mm- grosimea semi-carcasei superioare :

= (0.8...1) ∙ δ = 0.9 ∙ 16 = 14.4

se adoptă = 14 mm

- grosimea flanşei corpului carcasei :

~ 52 ~

h = (1.2…2) ∙ δ = 1.3 ∙ 16 = 20.8 se adoptă h = 20 mm

- grosimea flanşei capacului carcasei :

= (0.8…1) ∙ h = 0.9 ∙ 20 = 18

se adoptă = 18 mm

- grosimile nervurilor capacului şi a corpului carcasei :S = (0.8…1) ∙ δ = 0.9 ∙ 16 = 14.4

se adoptă S = 14 mm- diametrele găurilor pentru şuruburi conform SR ISO 273 :

pentru şuruburile de fixare a tălpii :d = 30 mm

pentru şuruburile de fixare în zona lagărelor :

= 26 mm

pentru şuruburile de fixare a flanşelor carcasei :

= 22 mm

- raza de racordare a flanşelor cu carcasa :R = 2…10 mm se alege R = 6 mm

- distanţa de la planul de separaţie la talpă :

H = + y + t

unde : t = grosimea tălpii fără proeminenţe t = 24mm y = 30 … 50 mm se alege y = 40 mm

H = + 40 + 24 = 384.06 mm

se adoptă = 400 mm

~ 53 ~

5.2.3. Alegerea unor accesorii ale carcasei

a. Alegerea elementelor filetate alegerea elementelor filetate pentru zona flanşelor carcasei :

Fig. 5.5. Configurația generală unei asamblări cu elemente filetate și caracteristicile geometrice ale componentelor

h = 20 mm

= 18 mm

Se alege şurub cu cap hexagonal conform STAS 4272 – 89 :

- d = 20 mm- D = 32.95 mm

- = 28.50 mm

~ 54 ~

- S = 30 mm- k = 13 mm- b = 46 mm

Se alege piuliţă hexagonală de uz general conform STAS 4071 – 89 :

- m = 16 mm

Se alege şaibă Grower conform STAS 7666 – 80 :

- g = 4.5 mm

- = 20.5 mm

- = 29.5 mm

Se alege gaura de trecere conform SR ISO 273 :

- = 22 mm

alegerea elementelor filetate pentru zona capacelor :


- d = 24 mm- D = 39.55 mm

- = 34.20 mm

- S = 36 mm- k = 15 mm- b = 54 mm-


- m = 19 mm


- g = 5.5 mm

~ 55 ~

- = 24.5 mm

- = 35.5 mm


- = 26 mm

alegerea elementelor filetate pentru zona tălpii :


- d = 27 mm- D = 42.20 mm

- = 38.95 mm

- S = 41 mm- k = 17 mm- b = 60 mm


- m = 22 mm


- g = 6 mm

- = 27.5 mm

- = 39.5 mm


- = 30 mm

b. Alegerea inelelor de ridicare

Sunt organe de maşini standardizate STAS 3186 – 77 cu rolul de a facilita suspendarea şi transportul reductorului de turaţie .

~ 56 ~

Fig. 5.6. Forma și dimensiunile inelului de ridicare tip șurub și a locașului de fixare

Dimensiunile inelelor de ridicare conform STAS 3186 – 77 sunt următoarele :

- d = 20 mm

- = 40 mm

- = 40 mm

- = 72 mm

- l = 27 mm- h = 45 mm- e = 13 mm- b = 16 mm- c = 3.5 mm- t = 36.5 mm

- = 45 mm

- forţa maximă de utilizare , = 10 kN

- forţa maximă de utilizare , = 20 kN

~ 57 ~

c. Alegerea dopului de golire filetat

Este un organ de maşini standardizat utilizat pentru scurgerea uleiului din carcasă

Fig. 5.7. Dopul filetat , garnitura de etanșare și configurația carcasei cu bosaj și gaură filetată pentru dop

Dimensiunile dopului de golire filetat conform STAS 5304 – 80 sunt

următoarele :- d = 16 mm- S = 17 mm- D = 18.9 mm- k = 6 mm

- = 24 mm

- b = 14 mm- l = 23 mm

- = 26 mm

d. Alegerea dopului de aerisire

~ 58 ~

Se alege dop de aerisire şi are următoarele dimensiuni :

Fig. 5.8. Forma și dimensiunile dopului de aerisire , garniture pentruu etanșare și bosajul carcasei pentru montaj

- d = 20 mm

- = 8 mm

- = 54 mm

- = 18 mm

- D = 32 mm- a = 8 mm- b = 14 mm

- = 5 mm

- l = 48 mm

- = 36 mm

- = 24 mm

- g = 3mm

~ 59 ~

e. Alegerea formei şi dimensiunile capacului de vizitare

Are rolul de a permite accesul în vederea controlului angrenajului .

Fig. 5.9. Capacul de vizitare , caracteristicile dimensionale și modul de fixare a acestuia

Capacul de vizitare 200 x 150 are următoarele dimensiuni :

- = 260 mm

- = 210 mm

- = 230 mm

- = 180 mm

- = 130

- = -

- d = 4 mm

- = 4.5 mm

- = 1 mm

- = 3.5 mm

- g = 1

~ 60 ~

- = 6 buc

f. Alegerea indicatorului de nivel

Are rolul de a determina nivelul la care se află uleiul în carcasa angrenajului

Fig. 5.10. Construcția , dimensiunile caracteristice și amplasarea unui indicator de ulei cu jojă

- poziţionarea axei indicatorului :α = 45° faţă de peretele carcasei- diametrul capului filetat al butonului de înşurubare :

d = 10…16 se alege d = 14 mm- lungimea de înşurubare a capului :

h = (0.5 … 1.5) ∙ d = 14 ∙ 1.2 = 16.8 mm- diametrul tijei ( jojei ) :

= 2…5 mm se alege = 4 mm

- diametrul manşonului ( teaca ) cu guler :

= + 0.5 = 4 + 0.5 = 4.5 mm

= + 2…3 = 4.5 + 2.5 = 7 mm

~ 61 ~

- diametrul butonului de manevrare :D = (1.2 ... 2) ∙ d = 1.5 ∙ 14 = 21 mm

g. Alte elemente ale carcasei :

Urechile de prindere şi canalele pentru ungere

Urechile de prindere sunt configuraţii proprii corpului carcasei , care servesc la suspendarea acesteia , în condiţiile în care capacul carcasei – care este dotat cu inele de ridicare – este demontat . O altă configuraţie opţională , propie zonei de separaţie a celor două semicarcase - în vecinătatea flanşelor de prindere - sunt canalele speciale pentru colectarea şi ghidarea lubrifiantului .

Fig. 5.11. Configurațiile urechilor de prindere și a canalelor speciale pentru ungere ale corpului carcasei

~ 62 ~

Schema de amplasare a şuruburilor Elementele de asamblare filetate ( şuruburi , piliţe ) au rolul de fixare a celor două semicarcase , în poziţia lor de lucru

~ 63 ~

Fig. 5.12. Schema generală de dispunere a șuruburilor de fixare ale carcasei

5.3. Calculul elementelor subansamblului arborelui conducător I 5.3.1. Calculul arborelui I

~ 64 ~

a. Date iniţiale

Forţele şi momentele care acţionează asupra arborelui vin din partea pinionului Încărcările care acţionează sunt :

- momentul de torsiune maxim la arboreal I în exterior ( la intrarea în RT ) :

= 1256.85 N ∙ m- momentul de torsiune maxim la roata 1 :

= 1237.98 N ∙ m- componenta tangenţială :

= 16608.26 N

- componenta radială :

= 6436.36 N

- componenta axială :

= 0

- distanţa dintre reazeme :l = 0.12 m

b. Felul şi caracterul solicitării

Sub acţiunea incărcărilor , arborele este supus la următoarele solicitări :- solicitarea de încovoiere - regimul este variabil de alternant simetric- solicitarea de torsiune – regimul este variabil de tip pulsator

~ 65 ~

c. Schema de încărcare , schema de calcul simplificată , reacţiunile , diagramele de eforturi secţionale

~ 66 ~

În plan vertical :

= 0 : ∙ l - ∙ 2l = 0 ⟹ = = = 8304.13 N

~ 67 ~

= 0 : ∙ 2l - ∙ l = 0 ⟹ = = = 8304.13 N

Verificare : = 0 : - + = 0

8304.13 – 16608.26 + 8304.13 = 0

= ∙ l = 8304.13 ∙ 0.12 = 996.49 N ∙ m

În plan orizontal :

= 0 : ∙ l - ∙ 2l = 0 ⟹ = = = 3218.18 N

= 0 : ∙ 2l - ∙ l = 0 ⟹ = = = 3218.18 N

Verificare : = 0 : - + = 0

3218.18 – 6436.36 + 3218.18 = 0

= ∙ l = 3218.18 ∙ 0.12 = 386.18 N ∙ m

se consideră drept acoperitor şi constant pe toată porţiunea cuprinsă

între secţiunea 3 şi 4

= = 1237.98 N ∙ m

d. Determinarea reacţiunilor în reazeme :

= = = = =

= 8905.91 N

= = = = 8905.91 N

~ 68 ~

e. Calculul momentelor echivalente

În secţiunea 1 :

= 0

În secţiunea 2 :

= = = =

= 1068.7 N ∙ m

= =

- = 0.75

- = = 1237.98 N ∙ m

= = =

= 1513.79 N ∙ m

În secţiunea 3:

= = = 1237.98 N ∙ m

În secţiunea 4 :

= = = 1237.98 N ∙ m

f. Alegerea materialului şi stabilirea tensiunilor admisibile :

Pentru arborele I se alege OLC 60 conform STAS 880-80 iar caracteristicile materialului ales sunt următoarele :

~ 69 ~

= 2250 – 2750 Se alege = 2500

= 850 – 1000 Se alege = 925

= 580

= 90 – 120 Se alege = 105

= 70 – 90 Se alege = 80

g. Calculul de dimensionare al arborelui g1. Determinarea diametrelor critice în principalele secţiuni

Pentru secţiunea 3 :

= max ( ; ) = 1513.79N ∙ m

= = = = 52.76 mm

= + = 52.76 + 6 = 58.76 mm

~ 70 ~


= = = = 43.09 mm

= + = 43.09 + 5 = 48.09 mm

g2. Forme constructive Varianta A – pinion montat cu pană pe arborele I

se alege = 50 mm

se alege = + 5 = 50 + 5 = 55 mm

se alege = = + 5 = 55 + 5 = 60 mm

se alege = + 5 = 60 + 5 = 65 mm

se alege = + 5 = 65 + 5 = 70 mm

~ 71 ~

se alege = + 10 = 70 + 10 = 80 mm

Verificarea compatibilităţii variantei A

x = – ( + ) = - ( + 4.9) = 63 – 39.9 = 23.1

2.5 ∙ = 2.5 ∙ 7 = 17. 5 mm < 23.1 mm

Se observă că x > 2.5 ∙ ⇒ varianta A este viabilă şi se va opta pentru

construirea arborelui prin metoda A . g3. Definitivarea dimensiunilor

Forma finală este varianta B şi dimensiunile finale sunt următoarele :

= 50 mm

= 55 mm

= 70 mm

= = 60 mm

5.3.2. Calculul asamblărilor cu pene la arborele I

În secţiunea 4

Pentru această asamblare se cunosc :

= 50 mm

= (1.4 ... 1.8) ∙ = 1.7 ∙ 50 = 85

se alege = 86 mm

~ 72 ~

Elementele geometrice ale penei şi ale asamblării cu pană paralelă se aleg în funcţie de recomandările STAS 1004-81 b = 16 mm h = 10 mm l = 80 mm

= 6 mm

= 4.3 mm

= l – b = 80 – 16 = 64 mm

Verificarea la solicitarea de contact

= <

= 837.9 N ∙ m d = = 50 mm h = 10 mm = 64 mm

= 115 ( presiunea admisibilă de contact )

= = = 104.73

< => asamblarea cu pană a fost bine efectuată

În secţiunea 3

~ 73 ~


= 70 mm

= = 120 mm


= 7.5 mm

= 4.9 mm

= l – b = 110 – 20 = 90 mm


= <

= 837.9 N ∙ m d = = 70 mm h = 12 mm = 90 mm


~ 74 ~

= = = 44.33


5.3.3. Calculul de alegere al rulmenţilor

Rolul rulmenţilor este de a reyema subansamblul rotitor – arbore conducător . Încarcările şi solicitarea rulmentului este radială . Se va folosii un tip de rulmenţi radiali . Se recomandă ca rulmenţii sa fie cu role cilindrice pe un singur rând .

Pentru calculul rulmenţilor sunt cunoscute diametrele fusurilor :

= = = 60 mm

Se mai cunosc cele două forţe :

= = = = 8905.91 N

Stabilirea acestor diameter au fost făcute în calculul de arbori . Se accesează catalogul de rulmenţi din care se extrag tipodimensiunile de rulmenţi radiali .

= = V ∙ X ∙ ∙ ∙ = 8905.91 ∙ 1.6 = 14249.45

unde :- V = factor care ţine seama de inelul rotitor

Pentru rulmenţii la care inelul rotitor este interior V = 1- X = coeficient al forței radiale X = 1

~ 75 ~

- sunt calculate

- = factor care ține seama de temperatură = 1

- = factor de dinamicitate (1.3 ... 1.8) se alege = 1.6

Determinarea capacității de încărcare dinamică efectivă

= ∙

p = exponent al durabilitășii rulmentului ; pentru rulment p = 3.33L = durabilitatea efectivă

L = = = = 655.71 milioane de rotații

= durata de funcţionare a angrenajului : = 10000…20000 ore


= = 607.14 rot/min

= 14249.45 ∙ = 14249.45 ∙ 7.012 = 99917.14 N = 99.91 kN

Seria rulmentului d D [mm]

B [mm]

Capacitatea de încarcare dinamica [kN]

NU1012 60 95 18 35.8NU212 60 110 22 93.4NU312 60 130 31 148NU2312 60 130 46 222NU412 60 150 35 178

~ 76 ~

Se alege din catalog rulmentul radial cu role cilindrice pe un rând cu seria

NU312 care are = 148 > = 99.91 kN și are următoarele

dimensiuni :d = 60 mmD = 130 mmB = 31 mm

Alegerea capacului se face corelând diametrul D al capacului cu diametrul D al rulmentului ales .

D = 130 mm b = 16 mm

= 190 mm e = 20 mm

= 160 mm = 6 șuruburi M12

= 14 mm

5.4. Calculul elementelor subansamblului arborelui condus II 5.4.1. Calculul arborelui II

a. Date iniţiale

~ 77 ~

Forţele şi momentele care acţionează asupra arborelui vin din partea pinionului Încărcările care acţionează sunt :

- momentul de torsiune maxim la arboreal I în exterior ( la intrarea în RT ) :

= 4992.69 N ∙ m- momentul de torsiune maxim la roata 2 :

= 5068.99 N ∙ m- componenta tangenţială :

= 16608.26 N

- componenta radială :

= 6436.36 N

- componenta axială :

= 0

- distanţa dintre reazeme :l = 0.12 m

b. Felul şi caracterul solicitării Sub acţiunea incărcărilor , arborele este supus la următoarele solicitări :

- solicitarea de încovoiere - regimul este variabil de alternant simetric- solicitarea de torsiune – regimul este variabil de tip pulsator

~ 78 ~

c. Schema de încărcare , schema de calcul simplificată , reacţiunile , diagramele de eforturi secţionale

~ 79 ~

În plan vertical :

= 0 : ∙ l - ∙ 2l = 0 ⟹ = = = 8304.13 N

= 0 : ∙ 2l - ∙ l = 0 ⟹ = = = 8304.13 N

Verificare : = 0 : - + = 0

8304.13 – 16608.26 + 8304.13 = 0

= ∙ l = 8304.13 ∙ 0.12 = 996.49 N ∙ m

În plan orizontal :

= 0 : ∙ l - ∙ 2l = 0 ⟹ = = = 3218.18 N

= 0 : ∙ 2l - ∙ l = 0 ⟹ = = = 3218.18 N

Verificare : = 0 : - + = 0

3218.18 – 6436.36 + 3218.18 = 0

= ∙ l = 3218.18 ∙ 0.12 = 386.18 N ∙ m

se consideră drept acoperitor şi constant pe toată porţiunea cuprinsă

între secţiunea 3 şi 4

= = 5068.99 N ∙ m

d. Determinarea reacţiunilor în reazeme :

~ 80 ~

= = = = =

= 8905.91 N

= = = = 8905.91 N

e. Calculul momentelor echivalente

În secţiunea 1 :

= 0 N ∙ m

În secţiunea 2 :

= = = =

= 1068.7 N ∙ m

= =

- = 0.75

- = = 4992.69 N ∙ m

= = =

= 4453.91 N ∙ m

În secţiunea 3:

= = = 4992.69 N ∙ m

În secţiunea 4 :

~ 81 ~

= = = 4992.69 N ∙ m

f. Alegerea materialului şi stabilirea tensiunilor admisibile :

Pentru arborele II se alege OLC 50 conform STAS 880-80 iar caracteristicile materialului ales sunt următoarele :

= 2050 – 2400 Se alege = 2200

= 750 – 900 Se alege = 825

= 520

= 90 – 115 Se alege = 105

= 65 – 85 Se alege = 75

g. Calculul de dimensionare al arborelui g1. Determinarea diametrelor critice în principalele secţiuni


~ 82 ~

= max ( ; ) = 4453.91 N ∙ m

= = = = 75.61 mm

= + = 75.61 + 9 = 84.61 mm


= = = = 68.60 mm

= + = 68.60 + 7.5 = 76.1 mm

g2. Forme constructive Variante A – pinion montat cu pană pe arborele II

se alege = 80 mm

se alege = + 5 = 80 + 5 = 85 mm

se alege = = + 5 = 85 + 5 = 90 mm

~ 83 ~

se alege = + 5 = 90 + 5 = 95 mm

se alege = + 5 = 95 + 5 = 100 mm

se alege = + 10 = 100 + 10 = 110 mm

Verificarea compatibilităţii variantei A

x = – ( + ) = - ( + 6.4) = 302 – 56.4 = 245.6

2.5 ∙ = 2.5 ∙ 7 = 17.5 mm

Se observă că x > 2.5 ∙ ⇒ varianta A este viabilă şi se va opta pentru

construirea arborelui prin metoda A .

g3. Definitivarea dimensiunilor

Forma finală este varianta A şi dimensiunile finale sunt următoarele :

= 80 mm

= 85 mm

= 100 mm

= 90 mm

5.4.2. Calculul asamblărilor cu pene la arborele I

În secţiunea 4


~ 84 ~

= 80 mm

= (1.4 ... 1.8) ∙ = 1.6 ∙ 80 = 128

se alege = 128 mm


= 9 mm

= 5.4 mm

= l – b = 125 – 22 = 103 mm


= <

= 3328.46 N ∙ m d = = 80 mm h = 14 mm = 103 mm


= = = 115.41

~ 85 ~


În secţiunea 3


= 100 mm

= = 120 mm


= 10 mm

= 6.4 mm

= l – b = 110 – 28 = 82 mm


= <

= 3328.46 N ∙ m d = = 100 mm h = 18 mm = 82 mm

~ 86 ~


= = = 90.20


5.4.3. Calculul de alegere al rulmenţilor

Rolul rulmenţilor este de a reyema subansamblul rotitor – arbore conducător . Încarcările şi solicitarea rulmentului este radială . Se va folosii un tip de rulmenţi radiali . Se recomandă ca rulmenţii sa fie cu role cilindrice pe un singur rând .

Pentru calculul rulmenţilor sunt cunoscute diametrele fusurilor :

= = = 90 mm

Se mai cunosc cele două forţe :

= = = = 8905.91 N

Stabilirea acestor diameter au fost făcute în calculul de arbori . Se accesează catalogul de rulmenţi din care se extrag tipodimensiunile de rulmenţi radiali .

= = V ∙ X ∙ ∙ ∙ = 8905.91 ∙ 1.6 = 14249.45

unde :- V = factor care ţine seama de inelul rotitor

~ 87 ~

Pentru rulmenţii la care inelul rotitor este interior V = 1- X = coeficient al forței radiale X = 1

- sunt calculate

- = factor care ține seama de temperatură = 1

- = factor de dinamicitate (1.3 ... 1.8) se alege = 1.6

Determinarea capacității de încărcare dinamică efectivă

= ∙

p = exponent al durabilitășii rulmentului ; pentru rulment p = 3.33L = durabilitatea efectivă

L = = = = 156.11 milioane de rotații

= durata de funcţionare a angrenajului : = 10000…20000 ore


= = 144.55 rot/min

= 14249.45 ∙ = 14249.45 ∙ 4.557 = 64934.74 N = 64.93 kN

Seria rulmentului d D [mm]

B [mm]

Capacitatea de încarcare dinamica [kN]

- - - - -NU218 90 160 30 183NU318 90 190 43 322

~ 88 ~

NU2318 90 190 64 330 - - - - -

Se alege din catalog rulmentul radial cu role cilindrice pe un rând cu seria

NU218 care are = 183 > = 64.93 kN și are următoarele

dimensiuni :d = 90 mmD = 160 mmB = 30 mm

Alegerea capacului se face corelând diametrul D al capacului cu diametrul D al rulmentului ales .

D = 160 mm b = 18 mm

= 230 mm e = 25 mm

= 195 mm = 6 șuruburi M16

= 18 mm

~ 89 ~

Capitolul 6

6. Condiții tehnice generale de calitate și norme de tehnica securității muncii 6.1. Condiții tehnice generale de calitate

Condițiile tehnice de calitate stabilesc prescripțiile de calitate pe care trebuie să le îndeplinească execuția , montarea și verificarea reductoarelor de turație cu angrenaje cilindrice , conico-cilindrice și conice . Condițiile tehnice de calitate se referă la următoarele aspecte :

- condiții pentru materiale- condiții pentru semifabricate- condiții pentru piesele componente executate prin prelucrări mecanice - condiții pentru montare- verificarea calității pieselor- condiții pentru încercarea reductoarelor

6.1.1. Condiții pentru materiale

Materialele din care sunt executate elementele componente ale mecanismelor sistemului de transmisii mecanice , organelor de legătură și reductorului de turație trebuie să corespundă documentației de execuție și standardelor în vigoare .

6.1.2. Condiții pentru semifabricate

Piesele turnate din fontă sau oțel trebuie să corespundă prescripțiilor din STAS 568-82 și STAS 600-74 .

~ 90 ~

Adaosurile de prelucrare și abaterile la dimensiuni vor fi conform STAS 1592/1-74 pentru piesele din fontă și respective STAS 1592/2-74 pentru piesele turnate din oțel . Piesele turnate din oțel vor fi supuse unui tratament termic de detensionare . Piesele forjate vor respecta condițiile din STAS 1097/1-74 , iar adaosurile și abaterile la dimensiuni vor fi conform STAS 2171-70 . Adaosurile pentru executarea epruvetelor , necesare executării încercărilor în vederea determinării caracteristicilor mecanice , se vor lăsa la arbori la unul din capete , iar la bandajele danturate se vor lăsa lateral . La semifabricatele executate prin forjare nu se admit defecte ca : suprapuneri de material , arsuri ale oțelului , etc .

6.1.3. Condiții pentru piesele componente executate prin prelucrări mecanice

Forma și dimensiunile pieselor prelucrate prin așchiere , abaterile la dimensiuni precum și cele de formă și de poziție trebuie să respecte desenele de execuție . Calitatea suprafețelor pieselor trebuie să respecte indicațiile din documentația de execuție . Piesele aflate în mișcare de rotație cu viteze periferice v < 15 m/s vor fi echilibrate static , iar cele care au viteza v > 15 m/s se vor echilibra dinamic .

6.1.4. Condiții pentru montare

Piesele componente ale sistemului și îndeosebi ale reductorului de turație , vor fi ajustate înainte de montare , după care vor fi curățate , spălate , suflate și uscate cu aer comprimat . Suprafețele pieselor situate în interiorul reductoarelor , care nu vin în contact cu alte piese , vor fi curățate , grunduite și vopsite cu vopsea rezistentă la produse petroliere . Suprafețele exterioare ale reductorului , cu excepția capetelor arborilor , vor fi vopsite . Montarea rulmenților pe arbori se face prin încălzirea în baie de ulei .

6.1.5. Verificarea calității pieselor

~ 91 ~

Verificarea aspectului pieselor componente se face cu ochiul liber . Ele nu trebuie să aibă defecte vizibile . Verificarea formei și a dimensiunilor se face cu instrumente universale de măsură . Caracteristicilor mecanice se determină conform standardelor în vigoare , pe epruvete din același material și lot de tratament termic .

6.1.6 Condiții pentru încercarea reductoarelor

După montarea reductoarelor se va verifica dacă arborii se rotesc ușor și uniform cu mâna . Se va determina jocul între flancurile dinților , verificând pata de contact pe ambele flancuri ale dinților . În cazul în care aceasta nu corespunde prescripțiilor , se vor lua măsuri pentru remediere . Reductoarele de turație se vor încerca la funcționarea în gol , timp de o oră , pentru fiecare sens de rotație . Acestea trebuie să aibă un mers liniștit , fără zgomote , vibrații , pierderi ale lubrifiantului sau încălziri anormale . Încercarea la funcționare în sarcină se va face în trei trepte de încărcare : 30% , 60% și 100% din puterea nominală , la turația nominală a reductorului . Pentru fiecare treaptă de încărcare încercarea va dura 2 ore pentru un sens de rotație și o ora pentru celălalt sens . În timpul încercării se va urmări ca reductorul să nu prezinte zgomote anormale , vibrații , pierderi de lubrifiant , încălzire excesivă , în special în zona lagărrelor . Temperatura carcasei în zona lagărelor la sarcina maximă nu trebuie să

depășească dupa stabilizare , 80℃ . În cazul în care reductorul nu corespunde la încercarea în sarcină se vor lua măsuri pentru remediere .

6.2 Norme de tehnica securității muncii

Lucrările de lăcătușărie , ajustare și de montaj se vor executa cu respectarea următoarelor norme de protecția muncii :

~ 92 ~

- efectuarea lucrărilor se va face numai de personal calificat în acest scop , care va fi echipat cu echipamentul de lucru și de protecție corespunzător

- lucrările de ajustaj manul se vor executa numai după ce piesa este bine fixată în dispozitivul de strângere

- la executarea lucrărilor de ajustaj cu polizoarele manuale se va verifica strângerea discului abraziv și se va monta apărătoarea de protecșie a acestuia

- montarea elementelor a căror greutate depășește efortul fizic permis muncitorilor , se va face cu ajutorul mijloacelor de ridicare

- în cazul montării pieselor voluminoase , cu greutate mare , care necesitămai mulți muncitori , aceștia vor lucra în echipă , sub comanda unui șef de echipă , care va repartiza fiecărui muncitor sarcinile de lucru și va da comenzile de lucru necesare

- mijloacele de ridicat trebuie să respecte prescripțiile prevăzute în normativele ISCIR

- sculele și uneltele de mînă care sunt utilizate vor fi confecționate din materiale corespunzătoare și vor fi în stare bună

- uneltele de percuție nu trebuie să aibă fisuri , suprafețe deformate sau înflorite

- cozile și mânerele de lemn a sculelor de mână vor fi netede și bine fixate- tuburile flexibile pentru alimentarea cu aer comprimat a sculelor

pneumatice trebuie să corespundă debitului și presiunii de lucru nominale ; fixarea acestora pe racorduri va fi asigurată cu coliere metalice

- în timpul executării operațiilor la care se pot desprinde așchii , muncitorii vor purta ochelari de protecție , iar zona de lucru va fi asigurată pentru a proteja personalul muncitor din apropiere

- zilnic , înainte de începerea lucrului , muncitorii vor verifica dacă uneltele de mână sunt în stare bună de funcționare

Rodarea și încercarea reductoarelor de turație se va face pe standuri de probă special amenajate . În timpul încercărilor se vor respecta următoarele norme de protecția muncii :

- piesele în mișcare vor fi prevăzute cu apărătpri de protecție sau cu împrejurimi speciale

~ 93 ~

- se interzice verificarea danturii roților dințate și a elementelor reductorului în timpul funcționării acestuia

- pentru efectuarea verificărilor și a intervențiilor necesare , reductorul se va opri ; la întrerupătorul tabloului electric se va așeza o placă pe care va fi inscipționat “ NU CUPLA , SE LUCREAZĂ” , pentru a evita pornirea accidentală a reductorului .

Capitolul 7

Concluzii generale finale

Proiectul la Organe de Mașini cuprinde calculele efectuate pentru principalele componente ale unui sistem de transmisii mecanice : transmisia prin curele ( TC ) ,

reductorul de turație ( RT ) și cuplaje ( și ) .

Memorialul de calcul justificativ este însoțit de un pachet grafic având în

componență desenul de ansamblu , format și un desen de execuție , format ,

al ansamblului arborelui II în care pinionul este îmbinat cu roata condusă cu ajutorul penelor .

Piesele de importanță deosebită au fost dimensionate pe baza calculului de rezistență , altele au fost dimensionate pe baza proporționalității cu reperele cu care se află în legătură .

Materialele utilizate sunt materiale standardizate românești de uz general . Piesele au fost supuse diferitelor tratamente termice în vederea ridicării performanțelor caracteristicilor mecanice .

~ 94 ~

Noțiunile teoretice cu carer sau operat în cadrul proiectului sunt : Mecanică , Rezistența Materialelor și Desen Tehnic .

Proiectul al Organe de Mașini este un instrument important care asigură pregătirea viitorului inginer în domeniul transmisiilor mecanice .

Cuprins

CAPITOLUL 1 Introducere ............................................................................................................1

CAPITOLUL 22. Construcția și funcționarea sistemului de transmisii ...........................................2 2.1. Considerații generale asupra sistemelor de transmisii mecanice..................2 2.2 Construcția și funcționarea sistemului de transmisii mecanice proiectat....10

CAPITOLUL 33. Calculul cinematic și dinamic ....,.......................................................................15 3.1. Calculul cinematic ........................................................................................15 3.2. Elemente de calcul dinamic .........................................................................17 3.3. Sinteza mărimilor cinematice si dinamice calculate ...................................21

CAPITOLUL 44. Calculul transmisiei prin curele .......................................................................22 4.1. Date inițiale de proiectare ...........................................................................22 4.2. Schema transmisiei prin curele ...................................................................23

~ 95 ~

4.3. Alegerea tipodimensiunii curelei ................................................................23 4.4. Calculul elementelor geometrice ale transmisiei prin curele .....................24 4.5. Calculul elementelor cinematice .................................................................26 4.6. Calculul numărului de curele .....................................................................27 4.7. Calculul elementelor dinamice ...................................................................28 4.8. Calculul dimensiunilor roților de curea .....................................................29

CAPITOLUL 55. Calculul organelor de mașini componente al reductorului de turație ............31 5.1. Calculul angrenajului cilindric cu dinți în V .............................................31 5.2. Calculul carcasei .......................................................................................42 5.3. Calculul elementelor subansamblului arborelui conducător I .................54 5.4. Calculul elementelor subansamblului arborelui condus II .......................62

CAPITOLUL 6 6. Condiții tehnice generale de calitate și norme de tehnica securității muncii ...........................................................................................................73 6.1. Condiții generale de calitate ....................................................................73 6.2. Norme de tehnica securității muncii ........................................................75

CAPITOLUL 7Condiții generale finale ...................................................................................77

~ 96 ~

proiect organe de masini iulian

Documents