1. Introducere ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………………….. [608627]

1
Cuprins
1. Introducere ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 3
2. Stadiul actual al cunoașterii în domeniu ………………………….. ………………………….. ……………………. 3
2.1. Scaun autorulant ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………… 3
2.2. Bicicleta electrică ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………….. 5
2.3. Scuter electric ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………….. 9
2.4. Hoverebord ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………… 11
2.5. Skateboard electric ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………. 14
2.6. Patine cu rotile ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………. 17
3. Soluție constructivă proprie ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 20
4. Memoriu tehnic ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………….. 23
4.1. Simulare Simulink ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………… 24
4.2. Calculul vitezei si accelerației sitemului ………………………….. ………………………….. ……………. 26
4.3. Calculul puterilor necesare, alegerea motorului ………………………….. ………………………….. … 30
4.4. Calculul turațiilor ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………. 31
4.5. Calculul momentelor rezultate: ………………………….. ………………………….. ……………………….. 31
4.6. Calculul angrenajului cu dinț i drepți ………………………….. ………………………….. ………………… 31
4.6.1. Calculul geometric al angrenajului cilindric exterior cu dinți drepți ……………………….. 33
4.6.2. Calculul forțelor din angrenajul cilindric cu dinți drepți ………………………….. ……………. 39
4.6.3. Verificarea de rezistență a danturii angrenajului cilindric cu dinți drepți ………………… 39
4.7. Verificarea la presiunea hertziană, în cazul solicitării la oboseală a flancurilor dinților: …… 41
4.7.1. Verificarea solicitării sta tice de încovoiere a piciorului dintelui la încărcarea maximă 43
4.8. Proiectarea angrenajului conic cu dinți drepți ………………………….. ………………………….. …… 44
4.8.1. Calculul geometric al angrenajului conic cu dinți drepți ………………………….. …………… 45
4.8.2. Elemente geometrice ale angrenajului ………………………….. ………………………….. ……… 46
4.9. Verificar ea de rezistență a danturii angrenajului conic cu dinți drepți ………………………….. . 52
4.9.1. Verificarea la oboseală prin încovoierea piciorului dintelui ………………………….. ………. 52
4.9.2. Verificarea presiunea hertziană în cazul solicitării la oboseală a flancurilor dinților …. 53
4.10. Proiectarea arborilor și organelor de rezemare: ………………………….. …………………………. 55
4.10.1. Calculul la rezistența al arborelui 2 -3: ………………………….. ………………………….. ……….. 55
4.10.2. Calculul de rezistentă al arborelui 4 ………………………….. ………………………….. ………….. 60
4.11. Calculul șuruburilor din roată 3 ………………………….. ………………………….. ……………………. 65
5. Tehnologii de execuție: ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………….. 66

2
5.1. SEMIFABRICATUL UTILIZAT ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 66
6. Eficiența economică ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………. 72
7. Concluzii si observatii: ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………. 75
8. Bibliografie ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …. 76

3
1. Introducere

Rolele sau patinele cu rotile sunt încălțări cu roți de mici dimensiuni atasate în partea
inferioară care permit utilizatorului să se deplaseze cu viteză variabilă în funcție de efortul
depus si uzura acestora . În prezent majoritaatea mijloacelor de transport au incepuit sa
utilizeze moto are elctric e sau o altă formă de energie. Acest lucru aduce un plus de viteză
reducând efortul depus, acestu lucru fiind posibil datorită miniatuirizarii motoarelor și nu
numai.
Rolele au fost inventate în urmă cu 250 de ani, în Belgia, de către un bărbat pe nume
John Joseph Merlin. Acesta avea o pereche de patine cărora le -a montat în partea inferioara o
linie de roți metalice cu care se deplasa pe timp de vară. Invenția sa a fost una reușită, însă a
omis sistemul de frânare. Din această cauză, se spune că ar fi pierd ut patinelor controlul
rolelor și s -ar fi ciocnit într -o oglindă.
În timp, tehnologia rolelor a avansat, iar până în anul 1840 rolele au devenit cunoscute
și în Germania, la Berlin apărând un bar în care ospătărițele serveau purtand patine cu ro tile.
Odată ce s -au răspândit în Statele Unite ale Americii rolele erau deja dotate cu frâna și aveau
patru sau chiar șase roți, motiv pentru care s -au bucurat de un real succes, devenind în scurt
timp extrem de populare ca sport.
În anul 1980 doi frați din Mine ssota, au hotărât să schimbe designul rolelor, pentru a le
putea folosi pe timpul verii la antrenamentele de hockey. Aceștia au mutat sistemul de frânare
pe spate și le -au dat formă patinelor pe care le foloseau în hockey. Din acel moment a început
periaoa da modernă a acestui sport.Au apărut firme ce fabricau role precum: Oxygen,
Rollerblade sau K2.
În prezent rolele sunt folosite fie ca mijloc de deplasare, fie în sporturi exteme
practicate pe țevi și rampe numite skating, sau pur și simplu ca prilej de re laxare.
2. Stadiul actual al cunoașterii în domeniu
2.1. Scaun autorulant

În prezent motoarele electrice sunt utilizate la multe mijloace de locomoție, de la cele
de divertisment la cele necesare pentru oamenii cu probleme de locomoție.

4
Printre acestea se numără și scaunul cu roțile electric.

Fig 2.1 .1 Scaun rulant

Scaunul cu rotile este o piesă de echipament complexă, ce a fost intens studiat și
proiectat. Majoritatea persoanelor cu leziuni ale măduvei spinării au devenit experți pentru
scaunele cu rotile, deoarece acest lucru sporește șansele lor de a obține un scaun cu rotile care
să le îndeplinească cu adevărat nevoile. Cu toate astea, scaunele cu rotile electrice sunt
avansate din punct de vedere tehnologic și au multe componen te, deci este foarte important
pentru a obține ajutor atunci când vă cumpărați un scaun nou.
Scaunul rulant prezent a fost conceput pentru toate activitățile de zi ale unei persoane
aproape complet paralizate. Paralizia menționată ar putea include picioarele, trunchiul și cea
mai mare parte a brațelor. Aceste activități în timpul zilei includ cursa de alpinism și
conducerea unui automobil în timp ce ședea în scaunul cu rotile. Practic, scaunul cu rotile
acționat electric conform prezentei invenții e ste destinat utilizării oricărei persoane care nu
poate să opereze un scaun cu rotile manual și care nu se poate transfera cu ușurință de la
scaunul cu rotile la automobil.

5
Un fotoliu rulant electric este potrivit pentru persoanele care nu sunt capabile să
folosească un scaun cu rotile manual sau dacă dorește să scape de încordarea din umeri și
brațe, pentru a putea continua transferurile în condiții de siguranță. Alegerea unui scaun
electric poate depinde de mulți factori, printre care condițiile terenului pe care scaunul va fi
condus, pragurile și curbele pe care scaunul le va întâmpina și spațiul liber din mediul
înconjurător obișnuit.
Dispozitivul folosit să controleze un scaun electric se numește dispozitiv de acces sau
mecanism de comandă. Acesta poate fi, de asemenea, utilizat cu sisteme medii de control sau
cu accesul la calculator. Aceste controlare sunt, de obicei, programabile și pot fi operate
folosind diverse tipuri de joystick -uri sau comutatoare (de exemplu SIP și puff – inspirare –
expirare).
Sunt avansate din punct de vedere tehnologic și au multe componente de la motor
electric, cu acumulatorul acestuia sistem de transmitere a mișcării și elemente de control a
motorului și frânării. Un fotoliu rulant electric este utilizat de persoanele care nu sunt capabile
să folosească un scaun cu rotile manual.
Scaunul electric variază în constructive în funcție de condițiile terenului pe care va
rula, mobilitatea în schimbarea direcției de rulare, și mai ales a duratei de autonomie și a
sarcini capabile.
Aceste modele de scaun pot prinde viteză maximă de 6 km/h și o autonomie de peste
20km.
Marii producători de automobile au scos pe piață sau se pregătesc să lanseze
automobile electrice, avantajele fiind evidente, un aer mai curat În orașe, costuri infime p entru
alimentare și taxe zero pentru proprietar. În ultima vreme a devenit o modă ca odată cu
automobilele să fie prezentată și o bicicletă sau trotineta electrică. Astfel, utilizatorul poate
parcă mașina și apoi se urcă pe bicicletă sau trotinetă pentru a da o tură prin parc sau pentru a
face cumpărăturile. Dezavantajul acestora este ca sunt voluminoase și au prețuri exorbitante.
Pe piață există de ceva vreme gadgeturi care te pot pune În mișcare la prețuri accesibile.
2.2. Bicicleta electrică

6

Fig 2.2. 1 Bicicleta electrică

Bicicleta electrică este o bicicletă cu acumulator care îți permite să te deplasezi rapid
și ușor fără nevoia de a mai pedala, Însă vine cu o serie de costuri suplimentare, avantaje și
dezavantaje comparativ cu bicicleta tradițională.
Pe lângă beneficiile pentru sănătate și condiția fizică, bicicleta are numeroase alte
avantaje practice, cum ar fi evitarea ambuteiajelor din trafic și costurile semnificativ mai mici,
Întrucât aceasta nu consuma carburant, nu are nevoie de asigurare RCA și nu implică nici
costuri majore de întreținere.
Bicicleta electrică arata ca o bicicletă tradițională, Însă beneficiază de două
componente suplimentare:
– un motor electric, care are rolul de a pune dispozitivul în mișcare și care este
amplasat de obicei în butucul din față sau în butucul din spate.

7

Fig 2. 2.2 Motor în butuc
– un acumulator Li -Ion, care alimentează motorul electric cu energie și care este
amplasat de regulă pe portbagajul bicicletei sau lângă roata spate. De obicei, acest
acumulator este d etașabil pentru a putea fi încărcat cu ușurință.

Fig 2. 2.3 Acumulator

Principiul de funcționare al bicicletei electrice este relativ simplu: acumulatorul se
conectează la motor, care la rândul sau este pornit, de exemplu, cu o cheie de contact. În
funcție de model, bicicletă poate fi asistată la pedalare sau poate avea propriul buton de
accelerație.

8
Mai departe, ai două variante:
– lași bicicleta să funcționeze doar cu motorul electric;
– Pedalezi în timp ce motorul electric este în funcțiune;

Autono mia și viteză maximă a unei biciclete electrice variază de la produs la produs,
Însă în general cele mai accesibile modele asigură o autonomie de circa 25 de kilometri cu un
acumulator încărcat și o viteză maximă de 20 -25 km/h.
Reâncărcarea bateriei și cos turile unei biciclete electrice ,
În mod obișnuit, acumulatorul unei biciclete poate fi detașat pentru a fi transportat cu
ușurință. Alimentarea bateriei se poate face, în cazul celor mai mulți producători, de la o priză
obișnuită din casă, iar o încărcare completă se efectueze în 5 -7 ore. Astfel, timpul de încărcare
este suficient de scurt pentru ca acumulatorul să ajungă la capacitate maximă peste noapte și
să fie utilizat a doua zi.
Bicicletele electrice au prețuri destul destul de mari pentru utilizatorii obișnuiți din
România, motiv pentru care nu sunt încă foarte populare în țara noastră.
Un alt model este 28 Electra, care are specificații tehnice similare, dar care beneficiază
de un design mai atractiv cu un pret accesibil.
Pe de altă parte, pe piața bicicletelor electrice activează și producători auto precum
BMW. Una dintre cele mai noi biciclete ale producătorului german este BMW Cruise E -bike,
care ajunge la viteze de 25 km/h și oferă o autonomie de 100 kilometri.

9
2.3. Scuter electric
Un alt vehicul alimentat pus în funcțiune de un motor electric este scuterul electric

Fig 2. 3.1 Scuter electeric

Scuterele sunt populare pentru transportul personal, parțial datorită faptului ca sunt
mai accesibile, ușor de operat și convenabile pentru parcare și depozitare.
Majoritatea motoarelor scuterelor și sistemele de acționare sunt atașate pe puntea spate
sau sub scaun.Cele mai moderne scutere permit motorului să se rotească cu roata din spate, În
timp ce cele mai multe scutere de epoca și unele modele retro mai noi au un motor montat pe
osie. Motoretele moderne, Începând cu sfâr situl anilor 1980, utilizează în general o
transmisie variabilă în mod continuu , în timp ce cele mai vechi folosesc o transmisie manuală
cu schimbătorul de viteze și controlul ambreiajului încorporat în ghidonul.

10
În general, sursa de energie pentru motorul electric a fost bateriile , dar dezvoltarea în
tehnologia celulelor de combustibil a creat mai multe prototipuri. Câteva exemple sunt: ENV
de la Intelligent Energy, Honda scuterul e folosind Honda FC Stack, iar Yamaha FC -Aqel

11
2.4. Hoverebord
Un alt vehicul electric utilizat foarte mult pentru agrement îl reprezintă
hoverboard ul-ul

Fig 2. 4.1 Hoverbo ard
Hoverboard -ul este un autovehicul de transport cu 2 roți conectate prin platformă
prevăzută cu zone pentru picioare, și unul sau mai mulți senzori inerțial utilizați pentru a
controla platforma. Prima secțiune de plasare a piciorului și secțiunea de plasare a piciorului
secundar sunt asociate cu o primă roată și cu o a doua roată, controlate de 2 motoare de
acționare. Cel puțin un senzor de sarcină furnizează date de la prima sarcină a primului picior
și cel puțin un senzor de încărcare furnizează date de sarcină secunde pentru sarcină celui de –
al doilea picior. Circuitul de comandă este conectat la primul și cel de -al doilea motor de
antrena re și este programat să transmită semnale de echilibrare ale motoarelor de acționare 1
și 2 pentru auto -echilibrarea carcasei platformei suport ca răspuns la datele de la utilizator.
Fiecare roată este acționată independent de motorul asociat acesteia. Motoarele sunt
comandate prin intermediul unui microcontroler, pe baza informațiilor primite de la senzorii
de sarcină

12

Fig 2. 4.2. Schema bloc de control hoverboard
Într-o variantă preferată, fiecare roată include un motor integrat de acționare și
este, de preferinț ă, conectat la platformă printr -un arbore .
Butoanele cu LED -uri de apăsare pot semnala următoarele stări ale vehiculului:
oprirea, modul de echilibrare cu baterie puternică, modul de echilibrare cu baterie parțial
descărcată, baterie des cărcată, baterie foarte scăzută , modul de oprire.
Hoverboard are următoarele elemente componente:
• un microcontroler pe 16 biți/DSP;
• un senzor de mișcare cu 6 axe (giroscop și accelerometru).
• 4 intrări de celule de sarcină cu compensări reglabile nul (senzori de sarcină);
• 6 conductori de putere H -pod, 3 pentru fiecare motor;
• Un senzor de curent pe piciorul inferior al fiecărei punți H;
• Un senzor de curent la întoarcerea la baterie;
• 2 intrări ale senzorului de poziție a motorului;
• LED -uri RGB;
• Ieșirea d riverului de benzi LED;
• Acumulator, tensiune de intrare și monitorizare tensiune fază motor.

După cum este descris mai sus, toate circuitele de comandă pot fi cuprinse pe o
singură placă de circuite imprimate așa cum se arată în fig 2.10.

13

Fig 2. 4.3. Hoverboard demontat
1. Semicarcasa superioara
2. Semicarcasa inferioara
3. Placa de circuite imprimate

14
2.5. Skateboard electric

Skateboard -urile sunt o modalitate populară de a călători pentru tineri. Deși există unele
skateboard -uri pe benzină în uz, utilizarea coplesitoare a skateboards este pur și simplu picior de
putere.Skateboard -ul electric au fost foarte limitate și au fost greu de controlat. Placa are o frână care
se apasă pe roțile din spate și poate fi de asemenea controlată printr -un cablu Bowden de la
dispozitivul de comandă de la distanță conectat prin cablu.O putere de pornire / oprire a motorului este
asigurată de un dispozitiv de telecomandă. Un rulment cu sens unic permite ca placa să se
prăbușească când motorul este oprit.

Fig 2. 5.1 Skateboard electric

Poate fi condus fie de o roată de antrenare în centru, fie de roțile din spate care pot fi
acționate de un arbore de antrenare și un sistem de angrenaj. Încă o dată, motorul este
prevăzut cu un controler de pornire și oprire.
Există numeroase dificultăți cu aceste abordări. Pentru că oelectric alimentat
skateboard include atât un motor, cât și baterii, devine o unitate relativ grea și trebuie să fie
prevăzute mijloace pentru a opri unitatea astfel încât să nu reprezinte un pericol de securitate
pentru trecătorii în cazul în care utilizatorul pierde controlul.
Comanda motorului asigură o accelerație controlată lentă, precum și o acțiune de
frânare controlată, astfel încât placa poate fi pornită într -o manieră controlată și, de asemenea,
poate fi oprită într -o manieră controlată. De preferință, comanda este o telecomandă ținută de
călăreț și, de preferință, roata acționată este conectată la motor printr -o curea dințată. Motorul
este, de preferință, un motor cu magnet permanent de turație redusă, având un RPM maxim de
aproximativ 3000. Controlerul are, de preferință, un declanșator care poate fi retras pentru a
crește viteza și împins de la utilizator pentru a reduce viteza și a crește frânarea. În acest fel,
călărețul poate porni fără probleme skateboard și opriți fără probleme skateboard. De
preferință, există un întrerupător de siguranță prin care placa va fi oprită dacă nu există
greutate pe placă și în continuare, placa se va opri în cazul în care controlerul este mai mult
decât o distanță destul de scurtă, cum ar fi 1.5m, de pe placă. Într -o realizare preferată, două
motoare electrice sunt menținute într -o singură carcasă și conduc două roți pe unul dintre
camioanele skateboard.

15

Fig 2. 5.2 Schema electrică de control
1. Roată
2. Curea dințată
3. Transmițător
4. Receptor
5. Baterie
6. Controler de viteză
7. Motor
8. Controler de presiune pentru oprire

16

Fig 2. 5.3 Controler skateboard

17
2.6. Patine cu rotile

Un pantof de patinaj având o talpă din plastic turnată groasă, formată cu un canal sau
caneluri, pentru a primi elementele de placă retractabile care susțin rolele sau lamele. Rolele,
lamelele sau arcurile retractabile pot fi interschimbabile.
Diferite forme de patine au fost oferite publicului din diferite motive, unele având role
individuale, unul la capătul picioarelor și celălalt la capătul tocului. Uneori sunt furnizate
două și chiar trei role la unul sau ambele capete, în funcție de utilizarea specifică a patinei. De
exemplu, un patinator de curse preferă în mod normal un singur cilindru la fiecare capăt,
pentru a tăia colțurile, în timp ce un patinator ar putea prefera un singur cilindrula capătul din
față și două role la spate, pentru a obține un echilibru mai bun. Începătorii favorizează în
general două role la fiecare c apăt pentru o mai mare stabilitate.
Cu toate acestea, în fiecare situație pe care o cunosc, sprijinul acordat fiecăruia
cilindru sau setul de role formează un suport unic și separat, care coboară în jos de pe placa de
picioare. Astfel, singura legătură în tre partea din față și cea din spate cilindru sau setul de role
este prin placa de picioare. Acesta din urmă este destul de subțire pentru a reduce la minim
greutatea, astfel încât să se producă un efect de randament între centrele roților din față și din
spate. Acest efect, la rândul său, provoacă disconfort patinatorului care nu poate realiza cauza
și dacă patinatorul este destul de greu sau patinoarul este neuniform în pete, dezechilibrul
poate fi suficient pentru a provoca abaterea direcției de mișcare și, eventual, o cădere .

În imaginea urmatoare (Fig 2.11) este prezentată o vedere laterală care în care sunt
evidențiate câteva elemente constructive

Fig 2. 6.1 Bocanc patină
Cu urmatoarele elemente principale:

18
1. bocanc
2. grosimea bocancului
3. talpă
4. placă cu pivot 5

Acești pantofi de patinaj au o talpă din plastic turnată groasă, formată cu un canal sau
caneluri, pentru a primi elementele de placă retractabile care susțin rolele sau lamele.
Acești pantofi au o placă de închidere a canalului din tal pă când elementele prinse de
placă sunt retrase
Un mare avantaj al acestor încălțări este interschimbabilitatea la mei de patinaj, patine
cu rotule .
Talpă are un canal longitudinal în care se introduce placă de închidere a tălpi care
susține șina cu roți sau patia pentru gheață. Această talpă susține șina sau poate închide talpa
dând astfel impresia de talpă normală.
Șina cu role poate fi montata fie in pozitie de utilizare, fie in modul depozitare cand nu
sunt necesar e

In figura urmatoare (fig 2.12) ex te prezentata sectiunea talpi, unde este prezentata si
metoda de inchidere a sinei cu role

Fig 2. 6.2 Sectiune talpa role cu roti jos
1. Talpa
2. Roata
3. Talpa de inchidere
4. Sina support
Cu ajutorul placii cu pivot prezentata mai sus se poate des chide in partea dinspre
calcai zona prin care se pot scoate talpa 3 si ansamblu sina cu roti si inversa pozitia lor ca in
imaginea urmatoare (fig 2.13).

19

Fig 2. 6.3 Sectiune talpa cu sina inchisa
Încă un avantaj este acela de a furniza un patinoar care are un cadru rigid de lucru, în
special la suporturile pentru role, deoarece va împiedica orice distorsiune, deplasare a pieselor
sau efectul de îndoire în interiorul cilindru – sprijinirea activității cadrelor. Acest obiect este
acela de a asigura o aliniere stricta a rolelor si o distanta uniforma intre ele, indiferent de
eventualele presiuni aduse pe skate datorita patinatorului greu si / sau a tiparului miscarilor
sale de patinaj.

Fig 2. 6.4 Rola

20
Componentele rolei de mai sus sunt realizate pe scurt, formând un cadru „U” inversat,
al cărui placă de picior cuprinde o parte și extinzând cadrul rigid pe toată lungimea patinei,
dincolo de rulmenți. Cadrul asemănător cu cutiile evită orice distorsiune sau îndoire în
direcțiile longitudinale și transversale.

3. Solu ție constructiv ă proprie
În lucrarea de fata isi propune p roiectarea unui sistem de role acționate electric. Acest sistem
are ca element generator de mișcare un motor electric de c urent continuu JGB37 -540B. Pe
arborele de ieșire al acestui motor se află o roată dințată cu dinți drepți Z 1 care angrenează cu
roata Z 2, acestea având un raport de transmisie 𝑍2
𝑍1 de 1.25. Pe arborele roții 2 se află și roata
conică cu dinți drepți 3, care angrenează cu roata 4 aflată pe arborele roților motoare.
Aceste role sunt capabile să transporte o persoană de aproximativ 90 kg, cu o viteză de
până la ≅24𝑘𝑚
𝑜𝑟𝑎
Cele 4 roți ale ansamblului 2 motoare situate pe arborele 4 și 2 conduse așezate în
partea din față a boncacului au diametrul de 70mm

21
Aceste role sunt proiectate să urce pe rampă cu înclinație de până la 150

Fig 3.1 Schema cinematică

În schema cinematică prezentată avem:
1. Motorul electric
2. Roata dințată Z1
3. Roata dințată Z2
4. Roata dințată Z3 5. Roata dințată Z4
6. Arborele 2
7. Rulment
8. Arborele 3
În cadrul sistemului schema cinematică s -a materializat în formă următoare:

22

Fig 3. 2 Sistem cinematic proiectat

Elementele principale sunt:
Motorul prins prin intermediul a 6 șuruburi M3 de placa 8. Pe arborele motor este așezată
roata 1(2) în contact cu roata 2(3). Roata 2 și roata 3(4) fiind prinse cu pana pe arborele (5).
Acesta este sprijinit pe rulmenți fixați în plăcile (5) și (9). Roata dințată (4) este prinsă pe
arborele 5 prin intermediul cuplajului cu flanșe confecționate din același material cu arborii
(6). Arborele 6 transmite mișcarea la roțile (7), acestea fiind roțile motoare.
Întreg ansamblul este prins de bocanc prin intermediul șinelor (10)(10`), cu ajutorul a 3

23
șuruburi.
Motorul JGB37 -540B are tensiunea de alimentare cuprinsă între 6 și 12 V. La o
alimentare c u 12 V și fără o sarcină suplimentară, acesta dezvoltă o turație de 600 𝑟𝑜𝑡
𝑚𝑖𝑛 , având
consumul de 0.2A. În schimb turația în sarcină devine 450𝑟𝑜𝑡
𝑚𝑖𝑛, dezvoltând un cuplu de
0.15Nm.

Fig 3. 3 Motor utilizat

Controlul acestor role se face prin intermediul unor telecomenzi. Acestea se află în
mâna utilizatorului, fiecare rolă având propria telecomandă pentru a permite un mai bun
control. Pentru a permite și controlul vitezei unui dintre cele 2 controlere are un sistrem de
control incremental al numnarului de impulsuri trimise de placuța arduino la driver care să
asigure o bună coordonare cele 2 motoare . Ansamblul permite și câte un potențiometru pe
bocanc însă acest lucru îngreunează utilizarea rolelor întrucât una ar merge mai repede ca
cealaltă, mergând astfel în cerc sau mereu trăgând într -o parte.
O mare problemă a acestei soluții constructive o constituie vibrațiile și șocurile
suferite de roțile motoare care sunt transmise direct în angrenajul conic și apo i în tot
ansamblul. Pentru a reduce aceste șocuri arborele 4 este realizat din 2 semiarbori cu flanșa în
capătul dinspre roata 4, o flanșă având găuri filetate și cealaltă având găuri de trecere, și
utilizând garnituri de cauciuc.
Pentru prinderea rulmenți lor de pe arborele 2 sau introdus în ansamblu 2 plăci, prima
are rol de susținere a rulmentului cât și a motorului prins prin intermediul celor 6 șuruburi M6
Sistemul meu are ca elemente acționate 2 roți din silicon cu diametrul de 84 mm,
plasate pe cape tele arborelui 4, și 2 roți libere aflate în prima jumătate a bocancului.

4. Memoriu tehnic

24
4.1. Simulare Simulink
Simularea contactului dintre roțile motoare ale unui bocanc și asfalt.
Pentru realizarea schemei se realizează inițial circuitul echivalent

Fig4.1 .1 Circuitul echivalent

Cu ajutorul acestuia se realizează sistemul de formule cu ajutorul căruia se realizează schemă
pentru simulare simulink
𝑈=𝑖∗𝑍𝑟+𝑖∗𝑍𝑙+𝑘𝑒∗𝜔
𝑀=𝑘𝑚∗𝑖
𝑀=𝑀1+𝑀1
𝑀3=𝑅2
𝑅1∗𝑀1
𝑀3=𝑀4+𝑀5
𝑀6=𝑅4
𝑅3∗𝑀5
𝑀6=𝑀7+𝑀8
𝐹=𝑀7
𝑅𝑟 𝐹=𝑀7
𝑅𝑟
𝑉=𝐹∗𝑍𝑚
𝑉=𝜔3∗2∗𝜋∗𝑅𝑟
𝑀8=𝜔3
𝑍𝑗4
𝜔3=𝑅3
𝑅4∗𝜔2
𝑀4=𝜔2
𝑍𝑗23
𝜔2=𝑅1
𝑅2∗𝜔1
𝜔1=𝑀2∗𝑍𝑗1

25

Fig 4 .1.2 Schema simulink

Fig 4.1.3 Caracteristica vitezei

In graficul de mai sus este prezentată variația vitezei in funcțite de timp.

26
4.2. Calculul vitezei si accelera ției sitemului
Pentru ca utilizatorul să se deplaseze ansamblul format din motor și cele 2 angrenaje
trebuie să fie capabile să miște roțile 5 aflate pe același arbore cu roata 4. Accelerația
sistemului trebuie să fie suficient de mică pentru a nu dezechilibra utilizatorul.
Pentru a realiza o deplasare fără alunecare este necesar ca forța de frecare să fie mai mare
decât forța dată de masă ans amblului ori accelerația acestuia.
𝐹<𝐹𝑓
Forța dată de ansamblu este:
𝐹=𝑚𝑎∗𝑎
𝑚𝑎=100 𝑘𝑔
Forța de frecare este :
𝐹𝑓=𝜇∗𝑁𝑠
Unde N s este normală la suprafață se calculează din formula:

Fig 4.3 Forțe și momente în roata motoare
𝜇∗𝑁𝑠−𝐺∗sin(𝛼)=0
G masa întregului ansamblu
Unde accelerația gravitațională g≅9.81𝑚
𝑠2
𝐺=𝑚𝑎∗𝑔=980 .665 𝑁
𝐺=𝑔∗𝑚𝑎=980 .6656 𝑁
𝛼=150

27
𝑁𝑠=𝐺∗cos(𝛼)=947 .25 𝑁
𝐹<𝐹𝑓
𝑚𝑎∗𝑎<𝜇∗𝑔∗𝑚𝑎∗cos(𝛼)
𝑎<𝜇∗𝑔∗cos (𝛼)
Coeficientul de frecare la rostogolire 𝜇=0.035
Acceleratia deplasarii liniare a sistemului nu trebuie sa fie mai mare de 0.113𝑚
𝑠2
𝑎<0.113 𝑚
𝑠2
Împărțirea corpului conform mișcării
Miscre Deplasare Viteza Acceleratie Energie cinetica
Rot 𝜃=𝜃0 𝜔=𝜃0` 𝜖=𝜃0„ 𝐸𝑐=1
2∗𝐺
𝑔∗𝑅2∗𝜃`2
Tr 𝑥=2∗𝜋∗𝑅𝑟∗𝜃0 𝑣=2∗𝜋∗𝑅𝑟∗𝜃0` 𝑎=2∗𝜋∗𝑅𝑟∗𝜃0„ 𝐸𝑐=1
2∗𝐺
𝑔∗𝑣2

Raza roții motoare
Rr=35mm
Momentul de rostogolire necesar este:
𝑀𝑟=𝑅𝑟∗𝜇∗𝑁𝑠=1.13∗103 𝑁∗𝑚𝑚
Pentru siguranță aplicăm un coeficient de 1.25
Momentul de calcul M :
𝑀=1.25∗𝑀𝑟=1.45∗103 𝑁∗𝑚𝑚
Pentru a determina accelerația unghiulară și ceilalți parametrii cinematici ai roții motoare
aplicăm teorie energiei cinetic și a lucrului mecanic:
Δ𝐸𝑐
𝑑𝑡=Δ𝐿
𝑑𝑡
Δ𝐸𝑐=1
2∗𝐺
𝑔∗(𝜃′∗𝜋∗𝑅)2+1
2∗𝐺
𝑔∗𝑅𝑟2
2∗𝜃′2=𝜃`2∗1
2∗(𝐺
𝑔∗𝜋2∗𝑅𝑟2+𝐺
𝑔∗𝑅𝑟2
2)

28
Masa redusă a sistemului
𝐴=(𝐺
𝑔∗𝜋2∗𝑅𝑟2+𝐺
𝑔∗𝑅𝑟2
2)=1,27𝑘𝑔
Δ𝐿𝑒𝑥𝑡=𝑁𝑠∗𝜃∗2∗𝜋∗𝑅𝑟=𝜃∗(𝑁𝑠∗2∗𝜋∗𝑅𝑟)
Forța redusă a sistemului
𝐵=𝑁𝑠∗2∗𝜋∗𝑅𝑟=215 .659 𝑁
Δ𝐸𝑐
𝑑𝑡=Δ𝐿
𝑑𝑡
(1
2𝐴∗𝜃′2)′
=(−𝜃∗𝐵)′

𝐴∗𝜃′∗𝜃′′=−𝜃′∗𝐵
𝐴∗𝜃′′=−𝐵
𝐴∗𝜖=−𝐵
Astfel accelerația unghiulară rezultă
𝜖=−𝐵
𝐴=25230 .713 𝑟𝑜𝑡
𝑚𝑖𝑛
Pentru a afla viteza și deplasarea unghiulară la orice moment se integrează în funcție de timp
𝜔=𝐵
𝐴 ∗𝑡+𝐶1
𝜃=𝐵
𝐴∗𝑡2+𝐶1∗𝑡+𝐶2
Cele 2 constante se află din condiția inițială și anume că la t=0, rolele stând pe loc
𝜔=0 rezulta ca 𝑐1=0
𝜃−0 rezulta ca 𝑐2=0
Astfel viteza și accelerația devin:
𝜔=𝐵
𝐴 ∗𝑡
𝜃=𝐵
𝐴∗𝑡2

29
Unde t reprezintă momentul la care sunt măsurate, această exprimare este valabilă
până când motorul ajunge la turația maximă admisă când viteza va rămâne constantă cânt nu
intervin factori externi.
Pentru viteza dorită minimă 𝑉𝑖=12 𝐾𝑚
ℎ𝑟 calculăm turaț ia la roata necesară:
𝜔=𝑉𝑖
2∗𝜋∗𝑅𝑟 =144 .745 𝑟𝑜𝑡
𝑚𝑖𝑛

30
4.3. Calculul puterilor necesare, alegerea motorului

Calculul puterii necesare pentru alegerea motorului
𝑃4=𝑀∗𝜔=21.986 𝑊
𝑃3=𝑃4
𝜂𝑎𝑐∗𝜂𝑟=22.971 𝑊
𝑃2=𝑃3=22.971 𝑊
𝑃1=𝑃2
𝜂𝑟∗𝜂𝑎𝑑=23.51 𝑊
Unde:
Randament rulmenți
𝜂𝑟=0.997
Randament angrenaj conic
𝜂𝑎𝑐=0.96
Randament angrenaj cu dinți drepți
𝜂𝑎𝑑=0.98
Pentru punerea în funcțiune a ansamblului am ales motorul JGB37 -540B , cu
următoarele caracteristici:
𝑃=400 𝑊
Turație maximă în lucru
𝑛=450𝑟𝑜𝑡
𝑚𝑖𝑛

Calculul puterilor din sistem
𝑃2=𝑃1∗𝜂𝑟∗𝜂𝑎𝑑=390 .824 𝑊
𝑃3=𝑃2=390 .824 𝑊
𝑃4=𝑃3∗𝜂𝑎𝑐∗𝜂𝑟=374 .065 𝑊

31

4.4. Calculul turațiilor
Raporturile de transmisie:
Prima treaptă de reducere formata din angrenaj cu dinți drepți
𝑖1.2=𝑖𝑎𝑑=1.25
A doua treaptă de reducere este formsta din angrenaj conic cu dinți drepți
𝑖3.4=𝑖𝑎𝑐=1.25
𝑛2=𝑛1
𝑖1.2=360 𝑟𝑜𝑡
𝑚𝑖𝑛
𝑛3=𝑛2=360 𝑟𝑜𝑡
𝑚𝑖𝑛
𝑛4=𝑛3
𝑖3.4=288 𝑟𝑜𝑡
𝑚𝑖𝑛

4.5. Calculul momentelor rezultate:

𝑀𝑡.1=9549 .3∗𝑃1
𝑛1=8.488 ∗103 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑡.2=9549 .3∗𝑃2
𝑛2=1.037 ∗104 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑡.3=9549 .3∗𝑃3
𝑛3=1.037 ∗104 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑡.3=9549 .3∗𝑃4
𝑛4=1.24∗104 𝑁∗𝑚𝑚
𝑉𝑟=𝑛4∗2∗𝜋∗𝑅𝑟=23.877𝑘𝑚
ℎ𝑟

4.6. Calculul angrenajului cu dinți drepți

Materialul rotilor dințate: 20MoNi35
𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 𝑟𝑒𝑧𝑖𝑠𝑡𝑒𝑛 ța la pitting

32
𝜎𝐻.𝑙𝑖𝑚.1.2=940𝑁
𝑚𝑚
𝜎𝐹.𝑙𝑖𝑚 rezistența limită de rupere prin oboseală la piciroul dintelui
𝜎𝐹.𝑙𝑖𝑚.1.2=480𝑁
𝑚𝑚
u raportul numărului de dinți
𝑢1.2=𝑖1.2=1.25
Treapta de precizie a rotilor dintate 7
Factorul global al presiunii hertziene de contact
𝐾𝐻.1.2=105𝑁
𝑚𝑚2
Factorul de utilizare
𝐾𝐴.1.2=1.25
Raportul dintre lățimea danturii și diametrul de divizare al pinionului
𝜓𝑑.1.2=13
Distanța minimă între axele
𝑎𝑚𝑖𝑛 .1.2=(1+𝑢1.2)∗√(𝐾𝐻.1.2∗𝐾𝐴.1.2∗𝑀𝑡.1
𝜓𝑑.1.2∗𝜎𝐻.𝑙𝑖𝑚 .1.22 ∗1+u1.2
𝑢1.2)3=12.372 𝑚𝑚
𝑎1.2=25 𝑚𝑚
𝐾𝐹 factorul global al tensiunii de la piciorul dintelui
𝐾𝐹.1.2=2.2
𝑚𝑚𝑖𝑛 .1.2=𝐾𝐹.1.2∗𝐾𝐴.1.2∗𝑀𝑡.1
𝜓𝑑.1.2∗𝑎1.22∗𝜎𝐹.𝑙𝑖𝑚 .1.2∗(1+𝑢1.22)=0.03 𝑚𝑚
𝑚1.2=1 𝑚𝑚

Calculul numărului de dinți ai roților dințate care formează angrenajul
𝑧1′=2∗𝑎1.2
𝑚1.2∗(1+𝑢1.2)=22.22 𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖
𝑧1=22 𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖
𝑧2=𝑧1∗𝑖1.2=27.5𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖

33
𝑧2=27 𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖
Distanță de referință între reazeme
𝑎0.1.2=𝑚1.2(𝑧1+𝑧2)
2=24.5 𝑚𝑚
𝑖1.2.𝑒𝑓=𝑧2
𝑧1=1.227
Δ𝑖1.2=|𝑖1.2−𝑖1.2.𝑒𝑓
𝑖1.2|=1.818%
Abaterea admisibilă a raportului de transmisie
Δ𝑖𝑎=3%
Δ𝑖1.2< Δ𝑖𝑎
4.6.1. Calculul geometric al angrenajului cilindric exterior cu dinți drepți

Fig 4.6.1.1 Cremaliera de referință

Unghiul profilului de referință
𝛼0.1.2=200
Coeficientul înălțimii capului de referință
ℎ𝑜𝑎.1.2′=1

Coeficientul înălțimii piciorului de referință
ℎ𝑜𝑓.1.2=1.25
Jocul de referință la picior
𝑐0.1.2,=0.25
Înălțimea capului dintelui

34
ℎ𝑎.1.2=𝑚12∗ℎ𝑜𝑎.1.2=1𝑚𝑚
Înălțimea piciorului dintelui
ℎ𝑓.1.2=𝑚.1.2∗ℎ𝑜𝑓.1.2′=1.25𝑚𝑚
Înălțimea dintelui
ℎ1.2=𝑚1.2∗(ℎ𝑜𝑎.1.2′+ℎ𝑜𝑓.1.2′)=2.25𝑚𝑚
𝑐1.2=𝑚1.2∗𝑐0.1.2′=0.25 𝑚𝑚
𝑝1.2=𝜋∗𝑚1.2=3.142 𝑚𝑚
Calculul coeficienților deplasărilor speciale ale danturii
𝛼1.2=𝛼0.1.2=200
𝛼𝑤.1.2=acrccos (𝑎0.1.2
𝑎1.2∗cos(𝛼1.2))=22.9420
Suma coeficienților deplasărilor specifice ale danturii roților
𝑖𝑛𝑣(𝑥)=𝑡𝑎𝑔(𝑥)−𝑥(𝑟𝑎𝑑)
𝑧𝑚𝑖𝑛 =17
𝑥1.min=ℎ𝑜𝑎.1.2′∗𝑧𝑚𝑖𝑛−𝑧1
𝑧𝑚𝑖𝑛 =−0.294
𝑥𝑠.1.2=(𝑧1+𝑧2)∗𝑖𝑛𝑎(𝛼𝑤.1.2)−𝑖𝑛𝑣(𝛼1.2)
2∗𝑡𝑎𝑔(𝛼1.2)=0536
𝑥1=0
𝑥2=−𝑥1=0
Elemente geometrice ale angrenajului
Diametru de divizare

𝑑1=𝑚1.2∗𝑧1=22 𝑚𝑚
𝑑2=𝑚1.2∗𝑧2=27 𝑚𝑚

Lățimea roților

𝑏1=𝑚1.2∗𝜓𝑑.1.2=13 𝑚𝑚
𝑏2=𝑏1+1=14 𝑚𝑚
Diametru de bază

35
𝑑𝑏.1=𝑑1∗cos(𝛼1.2)=20.673 𝑚𝑚
𝑑𝑏.2=𝑑2∗cos(𝛼1.2)=25.372 𝑚𝑚
Diametrul de rostogolire
𝑑𝑤.1=𝑑1∗cos(𝛼1.2)
cos(𝛼𝑤.1.2)=22.449 𝑚𝑚
𝑑𝑤.2=𝑑2∗cos(𝛼1.2)
cos(𝛼𝑤.1.2)=27.551 𝑚𝑚
Diametrul de picior

𝑑𝑓.1=𝑑1−2∗𝑚1.2∗(ℎ𝑜𝑓.1.2′−𝑥1)=19.5 𝑚𝑚
𝑑𝑓.2=𝑑2−2∗𝑚1.2∗(ℎ𝑜𝑓.1.2′−𝑥2)=24.5 𝑚𝑚
Diametrul de cap
𝑑𝑎.1=𝑑1+2∗𝑚1.2∗(ℎ𝑜𝑎.1.2′+𝑥1)=24 𝑚𝑚
𝑑𝑎.2=𝑑2+2∗𝑚1.2∗(ℎ𝑜𝑎.1.2′+𝑥2)=29 𝑚𝑚

36

Fig 4.6.1.2 Diametrele ro ților
Înălțimea dinților

ℎ1=𝑑𝑎.1−𝑑𝑓.1
2=2.25 𝑚𝑚
ℎ2=𝑑𝑎.2−𝑑𝑓.2
2=2.25 𝑚𝑚

37
Unghiul de presiune la capul dintelui
𝛼𝑎.1=arccos (𝑑1
𝑑𝑎.1∗𝑐𝑜𝑠(𝛼1.2))=30.5280
𝛼𝑎.2=arccos (𝑑2
𝑑𝑎.2∗𝑐𝑜𝑠(𝛼1.2))=28.9680
Arcul dintelui pe cercul de cap

𝑠1=(𝜋
2+𝑥1∗𝑡𝑔(𝛼1.2))∗𝑚1.2=1.571 𝑚𝑚
𝑠2=(𝜋
2+𝑥1∗𝑡𝑔(𝛼1.2))∗𝑚1.2=1.571 𝑚𝑚
Ascuțimea dintelui
𝑠𝑎.1=𝑑𝑎.1∗(𝑆1
𝑑1+𝑖𝑛𝑣(𝛼1.2)−𝑖𝑛𝑣(𝛼𝑎.1))=0.706 𝑚𝑚
𝑆𝑎.2=𝑑𝑎.2∗(𝑆2
𝑑2+𝑖𝑛𝑣(𝛼1.2)−𝑖𝑛𝑣(𝛼𝑎.2))=0.728 𝑚𝑚
𝑠𝑎>0.25𝑚𝑚
Se evită ascuțimea dintelui

Diametrele cercurilor începuturilor profilului evolventic
𝑑𝑒.1=𝑑𝑏.1∗√1+[𝑡𝑎𝑔(𝛼1.2)−2∗(ℎ𝑜𝑎.1.2′−𝑥1)
𝑧1∗sin(𝛼1.2)∗cos(𝛼1.2) ]22
=20.741 𝑚𝑚
𝑑𝑒.2=𝑑𝑏.2∗√1+[𝑡𝑎𝑔(𝛼1.2)−2∗(ℎ𝑜𝑎.1.2′−𝑥2)
𝑧2∗sin(𝛼1.2)∗cos(𝛼1.2) ]23
=25.597 𝑚𝑚
Diametrul începutului evolventic activ
𝑑𝐴.1=√𝑑𝑏.12+(2∗𝑎1.2∗sin(𝛼𝑤.1.2)−√𝑑𝑎.22−𝑑𝑏.22) =21.378 𝑚𝑚
𝑑𝐴.1=√𝑑𝑏.22+(2∗𝑎1.2∗sin(𝛼𝑤.1.2)−√𝑑𝑎.12−𝑑𝑏.12) =29 𝑚𝑚
𝑑𝐴.1>𝑑𝑒.1
𝑑𝐸.2>𝑑𝑒.2

38
Gradul de acoperire:
𝜖1.2=𝑧1
𝜋∗(𝑡𝑔(𝛼𝑎.1)−tan(𝛼𝑤.1.2))+𝑧2
𝜋∗(𝑡𝑔(𝛼𝑎.2)−tan(𝛼𝑤.1.2))=1.143
Relația de calcul pentru verificarea dimensională a danturii roților dințate

WN cota peste N dinți

N numărul de dinți peste care se măsoară
𝑁1=𝑧1
9+0.5=2.944
𝑁2=𝑧2
9+0.5=3.5
𝑁1=3
𝑁2=4
𝑊𝑁.1=𝑚1.2[2.95213 ∗(𝑁1−0.5)+0.014005 ∗𝑧1+0.68404 ∗𝑥1]=7.688 𝑚𝑚
𝑊𝑁.2=𝑚1.2[2.95213 ∗(𝑁2−0.5)+0.014005 ∗𝑧2+0.68404 ∗𝑥2]=10.711 𝑚𝑚
Coarda de divizare a dintelui
𝑆1′=𝑆1−𝑆13
6∗𝑑12 =1.567 𝑚𝑚
𝑆2′=𝑆2−𝑆23
6∗𝑑22 =1.57 𝑚𝑚
Înălțimea la coarda de divizare
ℎ𝑎.1′=𝑑𝑎.1−𝑑1
2+𝑆12
4∗𝑑1=1.028 𝑚𝑚
ℎ𝑎.2′=𝑑𝑎.2−𝑑2
2+𝑆22
4∗𝑑2=1.023 𝑚𝑚
Coarda constantă a dintelui
𝑠𝑐.1′=𝑆1∗cos(𝛼1.2)2=1.387 𝑚𝑚
𝑠𝑐.2′=𝑆2∗cos(𝛼1.2)2=1.387 𝑚𝑚
Înălțimea la coarda dintelui
ℎ𝑐.1′=𝑚1.2∗(ℎ𝑜𝑎.1.2′−𝜋
4∗sin(𝛼1.2)∗cos(𝛼1.2)+𝑥1∗cos(𝛼1.2)2)=0.748 𝑚𝑚
ℎ𝑐.2′=𝑚1.2∗(ℎ𝑜𝑎.1.2′−𝜋
4∗sin(𝛼1.2)∗cos(𝛼1.2)+𝑥2∗cos(𝛼1.2)2)=0.748 𝑚𝑚

39
4.6.2. Calculul forțelor din angrenajul cilindric cu dinți drepți

𝑀𝑡.1=8.488 ∗103 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑡.2=1.037 ∗104 𝑁∗𝑚𝑚
Forțe tangențiale
𝐹𝑡.1=2∗𝑀𝑡.1
𝑑1=771 .66 𝑁
𝐹𝑡.2=𝐹𝑡.1=771 .66 𝑁
Forțe normale
𝐹1=𝐹𝑡.1
cos (𝛼𝑤.1.2)=837 .943 𝑁
𝐹2=𝐹1=837 .943 𝑁

Forțe radiale
𝐹𝑟.1=𝐹𝑛.1∗sin(𝛼𝑤.1.2)=326 .632 𝑁
𝐹𝑟.2=𝐹𝑟.1=1.98∗103 𝑁
4.6.3. Verificarea de rezistență a danturii angrenajului cilindric cu dinți
drepți
Verificarea la oboseală prin încovoiere la piciorul dintelui
Tensiunea de încovoiere de la piciorul dintelui se determină cu relația

𝜎𝐹.1=𝐹𝑡.1∗𝑌𝐹.1∗𝐾𝑉.1.2∗𝑌𝜖.1.2∗𝐾𝐹.𝛽.1.2∗𝐾𝐼.1.2
𝑏1∗𝑚1.2
𝜎𝐹.2=𝐹𝑡.2∗𝑌𝐹.2∗𝐾𝑉.1.2∗𝑌𝜖.1.2∗𝐾𝐹.𝛽.1.2∗𝐾𝐼.1.2
𝑏2∗𝑚1.2
Unde:
Factorul de formă
𝑌𝐹.1=2.6.5
𝑌𝐹.2=2.5

Factorul gradului de acoperire

40
𝑌𝜖.1.2=1
0.99∗𝜖1.2=1.167
Viteza periferică
𝑉𝑡𝑑.1.2=𝑑1∗𝑛1=1.037
Factorul dinamic intern
𝐾𝑉.1.2=11+√𝑉𝑡𝑑.1.2
11=1.068
Factorul dinamic extern
𝐾𝐼.1.2=1.25
Factorul repartiției sarcinii pe lățimea danturii
𝐾𝐹.𝛽.1.2=1.06
Tensiunea de încovoiere este:

𝜎𝐹.1=𝐹𝑡.1∗𝑌𝐹.1∗𝐾𝑉.1.2∗𝑌𝜖.1.2∗𝐾𝐹.𝛽.1.2∗𝐾𝐼.1.2
𝑏1∗𝑚1.2=259 .72 𝑁
𝑚𝑚2
𝜎𝐹.2=𝐹𝑡.2∗𝑌𝐹.2∗𝐾𝑉.1.2∗𝑌𝜖.1.2∗𝐾𝐹.𝛽.1.2∗𝐾𝐼.1.2
𝑏2∗𝑚1.2=227 .518 𝑁
𝑚𝑚2

Coeficient de siguranță calculat
𝑆𝐹=𝜎𝐹.𝑙𝑖𝑚 .1.2
𝜎𝐹.1=1.848

41
4.7. Verificarea la presiunea hertziană, în cazul solicitării la
oboseală a flancurilor dinților:
Tensiunea hertziană de contact
𝜎𝐻.1=𝑍𝑀.1.2∗𝑍𝐻.1.2∗𝑍𝜖.1.2∗√𝐹𝑡.1∗𝐾𝐼.1.2∗𝐾𝑉.1.2∗𝐾𝐻.𝛽.1.2
𝑏2∗𝑑1∗𝑖1.2+1
𝑖1.2
𝜎𝐻.2=𝑍𝑀.1.2∗𝑍𝐻.1.2∗𝑍𝜖.1.2∗√𝐹𝑡.2∗𝐾𝐼.1.2∗𝐾𝑉.1.2∗𝐾𝐻.𝛽.1.2
𝑏1∗𝑑2∗𝑖1.2+1
𝑖1.2
Unde :
Coeficientu l lui Poisson
𝜈1=0.3
𝜈2=0.3

Modulul de elasticitate
𝐸1=21000𝑁
𝑚𝑚2
𝐸2=21000𝑁
𝑚𝑚2

Factorul de material
𝑍𝑀.1.2=0.798 ∗√1
1−𝜈12
𝐸1+1−𝜈22
𝐸2=8.572 ∗104
Factorul punctului de rostogolire
𝑍𝐻.1.2=1
cos(𝛼1.2)∗√𝑡𝑔(𝛼𝑤.1.2)=1.636
Factorul gradului de acoperire
𝑧𝜖.1.2=√4−𝜖1.2
3=0.976
Factorul de repartiție a sarcinii pe lățimea danturii
𝐾𝐻.𝛽.1.2=1
0.95∗𝐾𝐹.𝛽.1.2=1.116
Tensiunea hertziană este:

42
𝜎𝐻.1=𝑍𝑀.1.2∗𝑍𝐻.1.2∗𝑍𝜖.1.2∗√𝐹𝑡.1∗𝐾𝐼.1.2∗𝐾𝑉.1.2∗𝐾𝐻.𝛽.1.2
𝑏2∗𝑑1∗𝑖1.2+1
𝑖1.2=354 .634 𝑁
𝑚𝑚2
𝜎𝐻.2=𝑍𝑀.1.2∗𝑍𝐻.1.2∗𝑍𝜖.1.2∗√𝐹𝑡.2∗𝐾𝐼.1.2∗𝐾𝑉.1.2∗𝐾𝐻.𝛽.1.2
𝑏1∗𝑑2∗𝑖1.2+1
𝑖1.2=332 .202 𝑁
𝑚𝑚2

Tensiunea hertziană admisibilă la solicitarea de oboseală a flancurilor
𝜎𝐻𝑃.1=𝜎𝐻.𝑙𝑖𝑚 .1.2
𝑆𝐻𝑃.1.2∗𝑍𝑅.1.2∗𝑍𝑊∗𝐾𝐿.1.2∗𝑍𝑉.1.2∗𝑍𝑁.1.2
𝜎𝐻𝑃.2=𝜎𝐻.𝑙𝑖𝑚 .1.2
𝑆𝐻𝑃.1.2∗𝑍𝑅.1.2∗𝑍𝑊∗𝐾𝐿.1.2∗𝑍𝑉.1.2∗𝑍𝑁.1.2

Factorul de influența al lubrifiantului
𝐾𝐿.1.2=0.9

Factorul de viteză
𝑍𝑉.1.2=0.97
Factorul de rugozitate
𝑍𝑅.1.2=0.94
Verificarea la presiunea hertziană în cazul solicitării la oboseală a flancurilor dintelui
𝑆𝐻𝑃.1.2=1.15
Factorul raportului durității flancurilor
𝑍𝑊=1
Factorul numărului de cicluri de funcționare
𝑧𝑁.1.2=1
Tensiunea hertziană admisibilă la solicitarea de oboseală a flancurilor
𝜎𝐻𝑃.1=𝜎𝐻.𝑙𝑖𝑚 .1.2
𝑆𝐻𝑃.1.2∗𝑍𝑅.1.2∗𝑍𝑊∗𝐾𝐿.1.2∗𝑍𝑉.1.2∗𝑍𝑁.1.2=670 .768 𝑁
𝑚𝑚2
𝜎𝐻𝑃.2=𝜎𝐻.𝑙𝑖𝑚 .1.2
𝑆𝐻𝑃.1.2∗𝑍𝑅.1.2∗𝑍𝑊∗𝐾𝐿.1.2∗𝑍𝑉.1.2∗𝑍𝑁.1.2=670 .768 𝑁
𝑚𝑚2
𝜎𝐻.1=354 .634 𝑁
𝑚𝑚2

43
𝜎𝐻.2=354 .634 𝑁
𝑚𝑚2
Condiția este verificată
4.7.1. Verificarea solicitării statice de încovoiere a piciorului dintelui la
încărcarea maximă
Tensiunea maximă de încovoiere la piciorul dintelui este dată de relația:
𝜎𝐹.𝑠𝑡.1=𝜎𝐹.1∗𝐾𝐴.𝑚𝑎𝑥 .1.2
𝐾𝐴.1.2
𝜎𝐹𝑃.𝑠𝑡.1=𝜎𝑟.1
𝑠𝐹𝑃.𝑠𝑡.1.2
𝜎𝐹.𝑠𝑡.1<𝜎𝐹𝑃.𝑠𝑡.1
𝜎𝐹.𝑠𝑡.2<𝜎𝐹𝑃.𝑠𝑡.2
Unde:
Factorul de șoc maxim
𝑀𝑡.𝑚𝑎𝑥 .𝑝.1.2=𝑀𝑡.1=8.488 ∗103 𝑁∗𝑚𝑚
𝐾𝐴.𝑚𝑎𝑥 .1.2=𝑀𝑇.𝑚𝑎𝑥 .𝑝.1.2
𝑀𝑡.1=1
Adică tensiunea maximă devine:
𝜎𝐹.𝑠𝑡.1=𝜎𝐹.1∗𝐾𝐴.𝑚𝑎𝑥 .1.2
𝐾𝐴.1.2=207 .776 𝑁
𝑚𝑚2
𝜎𝐹.𝑠𝑡.2=𝜎𝐹.2∗𝐾𝐴.𝑚𝑎𝑥 .1.2
𝐾𝐴.1.2=184 .014 𝑁
𝑚𝑚2
Iar tensiunea admisibilă la solicitarea statică prin șoc a piciorului dintelui are valoarea:
𝜎𝑟.1.2=640𝑁
𝑚𝑚2
𝜎𝑟.1=𝜎𝑟.1.2
𝜎𝑟.2=𝜎𝑟.1.2
𝑆𝐹𝑃.𝑠𝑡.1.2=2
𝜎𝐹𝑃.𝑠𝑡.1=𝜎𝑟.1
𝑠𝐹𝑃.𝑠𝑡.1.2=320𝑁
𝑚𝑚2
𝜎𝐹𝑃.𝑠𝑡.2=𝜎𝑟.2
𝑠𝐹𝑃.𝑠𝑡.1.2=320𝑁
𝑚𝑚2
𝜎𝐹.𝑠𝑡.1<𝜎𝐹𝑃.𝑠𝑡.1
𝜎𝐹.𝑠𝑡.2<𝜎𝐹𝑃.𝑠𝑡.2

44
4.8. Proiectarea angrenajului conic cu dinți drepți
Materialul roților conice 3 și 4 este 40Cr10 cu proprietățile:
Rezistența la pitting
𝜎𝐻.𝑙𝑖𝑚.3.4=1780𝑁
𝑚𝑚
Rezistență limită de rupere prin oboseală la piciorul dintelui:
𝜎𝐹.𝑙𝑖𝑚.3.4=350𝑁
𝑚𝑚
Raportul numarului de dinti
𝑢3.4=𝑖3.4=1.25

Treapta de precizie 7
Diametrul de divizare al pinionului conic
𝑑3.𝑚𝑖𝑛 =√(𝐾𝐻.3.4∗𝐾𝐴.3.4∗𝑀𝑡.3
𝜓𝑑.3.4∗𝜎𝐻.𝑙𝑖𝑚 .3.42∗(1−0.5∗𝜓𝑅.3.4)2∗1
𝑢3.4)3
Unde
Factorul global al presiunii hertziene de contact
𝐾𝐻.3.4=106𝑁
𝑚𝑚2
Factorul de utilizare
𝐾𝐴.3.4=1
Raportul dintre lățimea danturii și diametrul de divizare al pinionului
𝜓𝑅.3.4=0.8
𝑑3.𝑚𝑖𝑛=√(𝐾𝐻.3.4∗𝐾𝐴.3.4∗𝑀𝑡.3
𝜓𝑑.3.4∗𝜎𝐻.𝑙𝑖𝑚 .3.42∗(1−0.5∗𝜓𝑅.3.4)2∗1
𝑢3.4)3=24.409 𝑚𝑚
𝑑3=35 𝑚𝑚
Modulul danturii roților dințate pe conul frontal exterior
𝑚𝑚𝑖𝑛 .3.4=𝐾𝐹.3.4∗𝐾𝐴.3.4∗𝑀𝑡.3
𝜓𝑅.3.4∗𝑑32∗(1−0.5∗𝜓𝑅.3.4)2∗𝜎𝐹.𝑙𝑖𝑚 .1.2∗1
√1+𝑢3.42
𝐾𝐹 factorul global al tensiunii de la piciorul dintelui
𝐾𝐹.3.4=22

45
𝑚𝑚𝑖𝑛 .3.4=𝐾𝐹.3.4∗𝐾𝐴.3.4∗𝑀𝑡.3
𝜓𝑅.3.4∗𝑑32∗(1−0.5∗𝜓𝑅.3.4)2∗𝜎𝐹.𝑙𝑖𝑚 .1.2∗1
√1+𝑢3.42=1.154 𝑚𝑚
𝑚3.4=1.5 𝑚𝑚
Calculul numărului de dinți ai roților dințate care formează angrenajul

𝑧3′=𝑑3
𝑚3.4=23.333 𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖
Se alege 𝑧3=25 𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖
Recalcularea modulului
𝑚𝑛.3.4=𝑑3
𝑧3=1.4 𝑚𝑚

𝑧4′=𝑧3∗𝑖3.4=31.25 𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖
𝑧4=32 𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖
Verificarea la abaterea raportului de transmitere
𝑖3.4.𝑒𝑓=𝑧4
𝑧3=1.28
Δ𝑖3.4=|𝑖3.4−𝑖3.4.𝑒𝑓
𝑖3.4|=2.4%
Pentru reductoarele de turație în mai multe trepte de reducere abaterea admisibilă este
Δ𝑖𝑎=2.5%
Δ𝑖3.4< Δ𝑖𝑎
4.8.1. Calculul geometric al angrenajului conic cu dinți drepți
Elementele roții plane de referință, stand ardizate prin stas 6844 -80
Unghiul profilului de referință
𝛼0.3.4=200
coeficientul înălțimii capului de referință
ℎ𝑜𝑎.3.4′=1
coeficientul înălțimii piciorului dintelui
ℎ′𝑓.3.4=1.2
Jocul de referință la fund
𝑐0.3.4,=0.2

46
Coeficientul razei de racordare la picior
𝜌𝑓.3.4′=0.3
ℎ𝑜𝑎.3.4=𝑚3.4∗ℎ𝑜𝑎.3.4′=1.5 𝑚𝑚
ℎ𝑓.3.4=𝑚.3.4∗ℎ𝑓.3.4′=1.8 𝑚𝑚
ℎ3.4=𝑚3.4∗(ℎ𝑜𝑎.3.4′+ℎ𝑜𝑓.3.4′)=3.3 𝑚𝑚
𝑐3.4=𝑚3.4∗𝑐0.3.4′=0.3 𝑚𝑚
𝑝3.4=𝜋∗𝑚3.4=4.712 𝑚𝑚
Caculcul deplasărilor specifice ale danturilor:
Deplasare radială
𝑥𝑟.3=0.35
𝑥𝑟.4=−𝑥𝑟.3=−0.35
Deplasare tangențială
𝑥𝑡.3=0.02
𝑥𝑡.4=−𝑥𝑡.3=−0.02
4.8.2. Elemente geometrice ale angrenajului
Semiunghiurile conurilor 𝛿
𝛿3=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 (𝑧3
𝑧4)=37.9990
𝛿3=900−𝛿3=82.0010
diametru de divizare
𝑑3=𝑚3.4∗𝑧3=37.5 𝑚𝑚
𝑑4=𝑚3.4∗𝑧4=48 𝑚𝑚
Lungimea exterioară a generatoarei conurilor de divizare R
𝑅3=0.5∗𝑚3.4∗𝑧3
2∗sin(𝛿3)=15.228 𝑚𝑚
𝑅=𝑅3=15.228 𝑚𝑚
Lățimea roților
𝑏3=𝑅3∗0.33=5.025 𝑚𝑚
𝑏3=6 𝑚𝑚
𝑏4=𝑏3=6 𝑚𝑚

47
Diametru de divizare mediu
𝑑𝑚.3=𝑑3−𝑏3∗sin(𝛿3)=33.806 𝑚𝑚
𝑑𝑚.4=𝑑4−𝑏4∗sin(𝛿4)=43.272 𝑚𝑚
Modulul mediu al angrenajului
𝑚𝑚.3.4=𝑑𝑚.3
𝑧3=1.352 𝑚𝑚
Numărul de dinți ai roții plane de referință
𝑧0=𝑧3
sin(𝛿3)=40.608 𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖
Înălțimea capului dintelui
ℎ𝑎.3=𝑚3.4∗(ℎ𝑜𝑎.3.4′+𝑥𝑟.3)=2.025 𝑚𝑚
ℎ𝑎.4=𝑚3.4∗(ℎ𝑜𝑎.3.4′+𝑥𝑟.4)=0.975 𝑚𝑚
Înălțimea piciorului dintelui
ℎ𝑓.3=𝑚3.4∗(ℎ𝑜𝑎.3.4′+𝑐3.4′−𝑥𝑟.3)=1.275 𝑚𝑚
ℎ𝑓.4=𝑚3.4∗(ℎ𝑜𝑎.3.4′+𝑐3.4′−𝑥𝑟.4)=2.325 𝑚𝑚

Înălțimea dinților
ℎ3=ℎ𝑎.3+ℎ𝑓.3=3.3 𝑚𝑚
ℎ4=ℎ𝑎.4+ℎ𝑓.4=3.3 𝑚𝑚
Unghiului capului dintelui
𝜃𝑎.3=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 (ℎ𝑎.3
𝑅)=7.5750
𝜃𝑎.4=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 (ℎ𝑎.4
𝑅)=3.6630
Unghiul piciorului dintelui
𝜃𝑓.3=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 (ℎ𝑓.3
𝑅)=4.7860
𝜃𝑓.4=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 (ℎ𝑓.4
𝑅)=8.6810
Unghiul conului de cap
𝛿𝑎.3=𝛿3+𝜃𝑎.3=45.5730
𝛿𝑎.4=𝛿4+𝜃𝑎.4=55.6650
Unghiul conului de picior

48
𝛿𝑓.3=𝛿3−𝜃𝑓.3=33.2130
𝛿𝑓.4=𝛿4−𝜃𝑓.4=43.320
Diametru de cap
𝑑𝑎.3=𝑑3+2∗ℎ𝑎.3∗cos (𝛿3)=40.691 𝑚𝑚
𝑑𝑎.4=𝑑4+2∗ℎ𝑎.4∗cos (𝛿4)=49.201 𝑚𝑚
Diametrul de picior
𝑑𝑓.3=𝑑3−2∗ℎ𝑓.3∗cos(𝛿3)=35.491 𝑚𝑚
𝑑𝑓.4=𝑑4−2∗ℎ𝑓.4∗cos(𝛿4)=45.137 𝑚𝑚
Diametrul de picior minim
𝑑𝑓.𝑖.3=𝑑𝑓.3+2∗𝑏3∗𝑠𝑖𝑛 (𝛿𝑓.3)=28.918 𝑚𝑚
𝑑𝑓.4=𝑑𝑓.4+2∗𝑏3∗𝑠𝑖𝑛 (𝛿𝑓.4)=36.904 𝑚𝑚
Diametru de cap minim
𝑑𝑎.𝑖.3=𝑑𝑎.3−2∗𝑏3∗sin(𝛿𝑎.3)=32.122 𝑚𝑚
𝑑𝑎.𝑖.4=𝑑𝑎.4−2∗𝑏4∗sin(𝛿𝑎.4)=39.291 𝑚𝑚
Unghiul de divizare din interior
𝛽3.4=200
𝛽𝑖=arcsin ((1−𝜓𝑅.3.4)∗sin(𝛽3.4)]=3.9220
Unghiul de referință frontal pe conul interior
𝛼𝑖=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 (𝑡𝑔(𝛼𝑛.3.4)
cos (𝛽𝑖))=20.0430

Înălțimea exterioară a conului de cap
𝐻𝑎.3=𝑑𝑎.3
2
cos(𝛿𝑎.3)=19.943 𝑚𝑚

𝐻𝑎.4=𝑑𝑎.4
2
cos(𝛿𝑎.4)−ℎ𝑎.3∗sin (𝛿3)=15.557 𝑚𝑚
Distanț a de așezare a roților dințate
𝐿𝑎.3=12.5𝑚𝑚
𝐿𝑎.4=16 𝑚𝑚

Distanță de așezare a roților conice
𝐿3=𝐻𝑎.3+𝐿𝑎.3=32.443 𝑚𝑚
𝐿4=𝐻𝑎.4+𝐿𝑎.4=31.557 𝑚𝑚

49
Arcul de divizare al dinților
𝛼3.4=200
𝑆3=𝑚3.4∗(0.5∗𝜋+2∗𝑥𝑟.3∗𝑡𝑔(𝛼3.4)+𝑥𝑡.3)=2.768 𝑚𝑚
𝑆4=𝑚3.4∗(0.5∗𝜋+2∗𝑥𝑟.4∗𝑡𝑔(𝛼3.4)+𝑥𝑡.4)=1.944 𝑚𝑚
Unghiul de presiune la capul exterior al dintelui pe conul frontal exterior
𝛼𝑎.3=arccos (𝑑3
𝑑𝑎.3∗𝑐𝑜𝑠(𝛼3.4))=30.0040
𝛼𝑎.4=arccos (𝑑4
𝑑𝑎.4∗𝑐𝑜𝑠(𝛼3.4))=23.5430
Arcul de cap exterior al dintelui
𝑖𝑛𝑣(𝑥)=𝑡𝑔(𝑥)−𝑥(𝑟𝑎𝑑)
𝑆𝑎.3=𝑑𝑎.3∗(𝑆3
𝑑3−𝑖𝑛𝑣(𝛼𝑎.3)−𝑖𝑛𝑣(𝛼3.4)
cos(𝛿3))=0.977 𝑚𝑚
𝑆𝑎.4=𝑑𝑎.4∗(𝑆4
𝑑4−𝑖𝑛𝑣(𝛼𝑎.4)−𝑖𝑛𝑣(𝛼3.4)
cos(𝛿4))=1.202 𝑚𝑚

Unghiul de rabotare al dintelui
𝜒3=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 (0.5∗𝑆3+𝑅∗𝑠𝑖𝑛(𝜃𝑓.3)∗𝑡𝑔(𝛼3.4)
𝑅∗cos(𝜃𝑓.3))=6.9380
𝜒4=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 (0.5∗𝑆4+𝑅∗𝑠𝑖𝑛(𝜃𝑓.4)∗𝑡𝑔(𝛼3.4)
𝑅∗cos(𝜃𝑓.4))=6.8510

Diametrele de divizare ale roților înlocuitoare
𝑑𝑛.3=𝑑3
cos(𝛿3)=47.587 𝑚𝑚
𝑑𝑛.4=𝑑4
cos(𝛿4)=77.967 𝑚𝑚

Numărul de dinți ai roții înlocuitoare
𝑧𝑛.3=𝑧3
cos(𝛿3)=31.725 𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖
𝑧𝑛.4=𝑧4
cos(𝛿4)=51.978 𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖

Diametrul de cap al roților înlocuitoare
𝑑𝑎.𝑣.3=𝑑𝑛.3+2∗ℎ𝑎.3=51.637 𝑚𝑚
𝑑𝑎.𝑣.4=𝑑𝑛.4+2∗ℎ𝑎.4=79.917 𝑚𝑚
Diametrul de bază al roților înlocuitoare
𝑑𝑏.𝑣.3=𝑑𝑛.3∗cos(𝛼3.4)=44.717 𝑚𝑚
𝑑𝑏.𝑣.4=𝑑𝑛.4∗cos(𝛼3.4)=73.265 𝑚𝑚
Distanța dintre axele angrenajului înlocuitor
𝑎𝑣.3.4=𝑑𝑛.3+𝑑𝑛.4
2=62.777 𝑚𝑚

50
Gradul de acoperire
𝜖3.4=√𝑑𝑎.𝑣.32−𝑑𝑏.𝑣.32
2∗𝜋∗𝑚3.4∗cos(𝛼3.4) +√𝑑𝑎.𝑣.42−𝑑𝑏.𝑣.42
2∗𝜋∗𝑚3.4∗cos(𝛼3.4) −𝑎𝑣.3.4∗sin(𝛼3.4)
𝜋∗𝑚3.4∗cos(𝛼3.4)=1.671

Coarda nominală de divizare a dintelui
𝑆3′=𝑆3−𝑆33∗cos(𝛿3)
6∗𝑑32 =2.766 𝑚𝑚
𝑆4′=𝑆4−𝑆43∗cos(𝛿4)
6∗𝑑42 =1.944 𝑚𝑚

Înălțimea la coarda de divizare
ℎ𝑎.3′=ℎ𝑎.3+𝑆42∗cos(𝛿3)
4∗𝑑3=0.991 𝑚𝑚
ℎ𝑎.4′=ℎ𝑎.4+𝑆42∗cos(𝛿4)
4∗𝑑3=0.987 𝑚𝑚
Coarda constantă a dintelui
𝑠𝑐.3′=𝑆3∗cos(𝛼3.4)2=2.445 𝑚𝑚
𝑠𝑐.4′=𝑆4∗cos(𝛼3.4)2=1.717 𝑚𝑚
Calculul forțelor din angrenajul conic cu dinți drepți
𝑀𝑡.3=1.037 ∗104 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑡.4=1.24∗104 𝑁∗𝑚𝑚
Forțe tangențiale
𝐹𝑡.3=2∗𝑀𝑡.3
𝑑3=613 .316 𝑁
𝐹𝑡.4=𝐹𝑡.3=613 .316 𝑁
Forte radiale
𝐹𝑟.3=𝐹𝑡.3∗𝑡𝑔(𝛼3.4)∗cos (𝛿3)=175 .91 𝑁
𝐹𝑟.4=𝐹𝑡.4∗𝑡𝑔(𝛼3.4)∗cos(𝛿4)=128 .454 𝑁

Forțe axiale
𝐹𝑎.3=𝐹𝑡.3∗𝑡𝑔(𝛼3.4∗sin(𝛿3)=137 .43𝑁
𝐹𝑎.4=𝐹𝑡.4∗𝑡𝑔(𝛼3.4∗sin(𝛿4)=164 .421 𝑁

Forțe normale pe flancurile dintelui

51
𝐹𝑛.3=√𝐹𝑡.32+𝐹𝑟.32+𝐹𝑎.32=652 .678 𝑁
𝐹𝑛.4=√𝐹𝑡.42+𝐹𝑟.42+𝐹𝑎.42=652 .678 𝑁

52
4.9. Verificarea de rezistență a danturii angrenajului conic cu
dinți drepți

4.9.1. Verificarea la oboseală prin încovoierea piciorului dintelui

Tensiunea de încovoiere de la piciorul dintelui se determină cu relația :

𝜎𝐹.3=𝐹𝑡.3∗𝐾𝐼.3.4∗𝐾𝑉.3.4𝐾𝐹.𝛼.3.4∗𝐾𝐹.𝛽.3.4∗𝑌𝜖.3.4
𝑏3∗𝑚3.4
𝜎𝐹.4=𝐹𝑡.4∗𝐾𝐼.3.4∗𝐾𝑉.3.4𝐾𝐹.𝛼.3.4∗𝐾𝐹.𝛽.3.4∗𝑌𝜖.3.4
𝑏4∗𝑚3.4

Unde:

Factorul dinamic extern
𝐾𝐼.3.4=1.25
Viteza periferică
𝑉𝑡𝑑.3.4=𝑑3∗𝑛4=1.131
Factorul dinamic intern
𝐾𝑉.3.4=1+√𝑉𝑡𝑑.3.4
15=1.037
Factorul repartiției sarcinii pe lățimea danturii
𝐾𝐹.𝛽.3.4=1.06
Factorul repartiției frontale a sarcinii
𝐾𝐹.𝛼.3.4=1
Factorul unghiului de înclinare
𝑌𝛽.3.4=1−𝛽3.4
1200=0.833
Factorul gradului de acoperire
𝑌𝜖.3.4=1
0.75∗𝜖3.4=0.798
Factorul de utilizare
𝐾𝐴.3.4=1

53
Tensiunea de încovoiere de la piciorul dintelui este

𝜎𝐹.3=𝐹𝑡.3∗𝐾𝐼.3.4∗𝐾𝑉.3.4𝐾𝐹.𝛼.3.4∗𝐾𝐹.𝛽.3.4∗𝑌𝜖.3.4
𝑏3∗𝑚3.4=64.107 𝑁
𝑚𝑚2
𝜎𝐹.4=𝐹𝑡.4∗𝐾𝐼.3.4∗𝐾𝑉.3.4𝐾𝐹.𝛼.3.4∗𝐾𝐹.𝛽.3.4∗𝑌𝜖.3.4
𝑏4∗𝑚3.4=59.92 𝑁
𝑚𝑚2
Coeficientul de siguranță este 2
Rezistența limită la rupere prin oboseală la piciorul dintelui
𝜎𝐹.𝑙𝑖𝑚.3.4=350 𝑁
𝑚𝑚2
𝜎𝐹.𝑙𝑖𝑚 .3.4
2=175 𝑁
𝑚𝑚2
𝜎𝐹.3<𝜎𝐹.𝑙𝑖𝑚 .3.4
2
𝜎𝐹.4<𝜎𝐹.𝑙𝑖𝑚 .3.4
2
4.9.2. Verificarea presiunea hertziană în cazul solicitării la oboseală a
flancurilor dinților

Tensi unea hertziană de contact
𝜎𝐻.3=𝑍𝑀.3.4∗𝑍𝐻.𝜈.3.4∗𝑍𝜖.𝜈.3.4∗√𝐹𝑡.3∗𝐾𝐼.3.4∗𝐾𝑉.3.4∗𝐾𝐻.𝛽.3.4
𝑏3∗𝑑𝑚.3∗𝑖3.4+1
𝑖3.4
𝜎𝐻.4=𝑍𝑀.3.4∗𝑍𝐻.𝜈.3.4∗𝑍𝜖.𝜈.3.4∗√𝐹𝑡.4∗𝐾𝐼.3.4∗𝐾𝑉.3.4∗𝐾𝐻.𝛽.3.4
𝑏4∗𝑑𝑚.4∗𝑖3.4+1
𝑖3.4
Coeficientul de siguranță la tensiunea de contact
𝑆𝐻.3.4=𝐾𝐿.3.4∗𝑍𝑉.3.4∗𝑍𝑅.3.4∗𝜎𝐻.𝑙𝑖𝑚 .3.4
𝜎𝐻.3
Coeficientul lui Poisson
𝜈1=0.3
𝜈2=0.3
Modulul de elasticitate
𝐸1=21000𝑁
𝑚𝑚2
𝐸2=21000𝑁
𝑚𝑚2

54
Factorul de material
𝑍𝑀.3.4=0.798 ∗√1
1−𝜈32
𝐸3+1−𝜈42
𝐸4=8.572 ∗104
Factorul punctului de rostogolire
𝑍𝐻.𝜈.3.4=1.77
Factorul gradului de acoperire
𝑧𝜖.3.4=√4−𝜖3.4
3=0.884
Factorul de repartiție a sarcinii pe lățimea danturii
𝐾𝐻.𝛽.1.2=1+0.5∗𝜓3.4∗𝐾𝐹.𝛽.3.4=1.4
Tensiunea hertziană de contact devine:
𝜎𝐻.3=𝑍𝑀.3.4∗𝑍𝐻.𝜈.3.4∗𝑍𝜖.𝜈.3.4∗√𝐹𝑡.3∗𝐾𝐼.3.4∗𝐾𝑉.3.4∗𝐾𝐻.𝛽.3.4
𝑏3∗𝑑𝑚.3∗𝑖3.4+1
𝑖3.4=435 .49 𝑁
𝑚𝑚2
𝜎𝐻.4=𝑍𝑀.3.4∗𝑍𝐻.𝜈.3.4∗𝑍𝜖.𝜈.3.4∗√𝐹𝑡.4∗𝐾𝐼.3.4∗𝐾𝑉.3.4∗𝐾𝐻.𝛽.3.4
𝑏4∗𝑑𝑚.4∗𝑖3.4+1
𝑖3.4=384 .922 𝑁
𝑚𝑚2
Factorul de influența al lubr ifiantului
𝐾𝐿.3.4=0.83
Factorul de viteză
𝑍𝑉.3.4=0.75
Factorul de rugozitate
𝑍𝑅.3.=0.93
Coeficientul de siguranță la tensiunea de contact calculat
𝑆𝐻.3.4=𝐾𝐿.3.4∗𝑍𝑉.3.4∗𝑍𝑅.3.4∗𝜎𝐻.𝑙𝑖𝑚 .3.4
𝜎𝐻.3=5.284
Coeficientul de siguranță admisibil :
𝑆𝐻.𝑎=1.25

55
4.10. Proiectarea arborilor și organelor de rezemare:
Material arbori: 40Cr10

Solicitarea admisibilă la solicitare alternativă simetrică este:
𝜎−1.𝑎=250𝑁
𝑚𝑚2
Solicitarea admisibilă la torsiune este:
𝜏𝑎.𝑡=0.6∗𝜎−1.𝑎=150𝑁
𝑚𝑚2
Rezistența admisibilă la solicitare pulsatorie:
𝜎0.𝑎=280𝑁
𝑚𝑚2
Coeficientul de conversie este:
𝛼=𝜎−1.𝑎
𝜎0.𝑎=0.893
4.10.1. Calculul la rezistența al arborelui 2 -3:

𝑑2=√16∗𝑀𝑡.2
𝜋∗𝜏𝑎.𝑡=7.061 𝑚𝑚
𝑑2=8 𝑚𝑚
Momentul de rezistență polar este:
𝑊𝑧.2=𝜋∗𝑑23
32=50.265 𝑚𝑚3
Lungimile segmentelor de arbore între roți și reazeme:
𝑙2.1=12 𝑚𝑚
𝑙2.2=11 𝑚𝑚
𝑙2.3=11 𝑚𝑚
Pentru calcularea reacțiunilor din reazeme se calculează suma de forțe și momente
În plan vertical
Sumă de momente față de A
𝐹𝑟.2∗𝑙2.1−𝑉𝑐.2∗(𝑙2.1+𝑙2.2)+𝐹𝑟.3∗(𝑙2.1+𝑙2.2+𝑙2.3)+𝐹𝑎.3∗𝑑𝑚.3
2=0

56
Sumă de forțe pe verticală:
𝐹𝑟.3+𝐹𝑟.2−𝑉𝑐.2−𝑉𝐴.2=0
Reacțiunea în punctul C este:
𝑉𝑐.2=𝐹𝑟.2∗𝑙2.1+𝐹𝑟.3∗(𝑙2.1+𝑙2.2+𝑙2.3)+𝐹𝑎.3∗𝑑𝑚.3
2
𝑙2.1+𝑙2.2=531 .456 𝑁
Reacțiunea în A
𝑉𝐴.2=𝐹𝑟.3+𝐹𝑟.2−𝑉𝑐.2=−28.915 𝑁
Calculul momentelor în punctele principale
𝑀𝑖.𝐴.𝐻.2=0
𝑀𝑖.𝐵.𝑉.2=−𝑉𝐴.2∗𝑙2.1=346 .978 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑖.𝐶.𝑉.2=−𝑉𝐴.2∗(𝑙2.1+𝑙2.2)+𝐹𝑟.2∗𝑙2.2=4257 .989 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑖.𝐷.𝑉.2=−𝑉𝐴.2∗(𝑙2.1+𝑙2.2+𝑙2.3)+𝐹𝑟.2∗(𝑙2.2+𝑙2.3)−𝑉𝐶.2∗𝑙2.3)−𝐹𝑎.3∗𝑑𝑚.3
2=
2.323 ∗ 103 𝑁∗𝑚𝑚
În plan orizontal
Sumă de momente față de A
𝐹𝑡.2∗𝑙2.1−𝐻𝑐.2∗(𝑙2.1+𝑙2.2)+𝐹𝑡.3∗(𝑙2.1+𝑙2.2+𝑙2.3)=0
Sumă de forțe pe verticală:
𝐹𝑡.3+𝐹𝑡.2−𝐻𝑐.2−𝐻𝐴.2=0
Reacțiunea în punctul C este:
𝐻𝑐.2=𝐹𝑡.2∗𝑙2.1+𝐹𝑡.3∗(𝑙2.1+𝑙2.2+𝑙2.3)
𝑙2.1+𝑙2.2=3309 .247 𝑁
Reacțiunea în A
𝐻𝐴.2=𝐹𝑡.3+𝐹𝑡.2−𝐻𝑐.2=75.73 𝑁
Calculul momentelor
𝑀𝑖.𝐴.𝐻.2=0
𝑀𝑖.𝐵.𝐻.2=−𝐻𝐴.2∗𝑙2.1=−908 .757 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑖.𝐶.𝐻.2=−𝐻𝐴.2∗(𝑙2.1+𝑙2.2)+𝐹𝑡.2∗𝑙2.2=6746 .48 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑖.𝐷.𝐻.2=−𝑉𝐴.2∗(𝑙2.1+𝑙2.2+𝑙2.3)+𝐹𝑟.2∗(𝑙2.2+𝑙2.3)−𝑉𝐶.2∗𝑙2.3−𝐹𝑎.3∗𝑑𝑚.3
2=0

57

58

Fig 4.10.1.1 Diagrama de forte si momente
Momentele echivale
𝑀𝐼.𝐵.2=√𝑀𝑖.𝐵.𝐻.22+𝑀𝑖.𝐵.𝑉.22 =972 .745 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝐼.𝐶.2=√𝑀𝑖.𝐶.𝐻.22+𝑀𝑖.𝐶.𝑉.22 =7.978 ∗103 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝐼.𝐷.2=√𝑀𝑖.𝐷.𝐻.22+𝑀𝑖.𝐷.𝑉.22 =2.323 ∗103 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑒.𝐵.2=√𝑀𝐼.𝐵.22+(𝛼∗𝑀𝑡.3)2=9.307 ∗103 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑒.𝐶.2=√𝑀𝐼.𝐶.22+(𝛼∗𝑀𝑡.3)2=1.222 ∗104 𝑁∗𝑚𝑚

59
𝑀𝑒.𝐷.2=√𝑀𝐼.𝐷.22+(𝛼∗𝑀𝑡.3)2=9.543 ∗103 𝑁∗𝑚𝑚
𝜎𝑒.2=𝑀𝑒.𝐶.2
𝑊𝑧.2=243 .104 𝑁
𝑚𝑚2
𝜎−1.𝑎=250𝑁
𝑚𝑚2
𝜎𝑒.2<𝜎−1.𝑎 (Condiție îndeplinită)

60
4.10.2. Calculul de rezistentă al arborelui 4

𝑑4=√16∗𝑀𝑡.3
𝜋∗𝜏𝑎.𝑡=7.496 𝑚𝑚
𝑑4=8 𝑚𝑚
Momentul de rezistență polar este:
𝑊𝑧.4=𝜋∗𝑑43
32=50.265 𝑚𝑚3
Lungimile segmentelor de arbore între roți și reazeme:
𝑙4.1=17 𝑚𝑚
𝑙4.2=39.5 𝑚𝑚
𝑙4.3=33.56 𝑚𝑚
𝑙4.4=17.39 𝑚𝑚
Pentru calcularea reacțiunilor din reazeme se calculează suma de forțe și momente
În plan vertical
Sumă de momente față de A
𝑉𝐵.4∗𝑙4.1+𝐹𝑟.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2)+𝐹𝑎.4∗𝑑𝑚.3
2−𝑉𝐷.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2+𝑙4.3)+𝐹𝐸.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2+
𝑙4.3+𝑙4.4)=0
Ansamblul se sprijină pe 4 roși și pentru simplificate admitem că forță se distribuie uniform
pe cele 4 roți
𝐹𝐸.4=𝐺
4=245 .166 𝑁
𝐹𝐴.4=𝐹𝐸.4
Sumă de for țe pe verticală:
+𝐹𝑟.4−𝑉𝐵.4−𝑉𝐷.4+𝐹𝐸.4=0
𝑉𝐵.3=𝐹𝐴.3+𝐹𝑟.4−𝑉𝐷.4+𝐹𝐸.4
−(𝐹𝐴.3+𝐹𝑟.4−𝑉𝐷.3+𝐹𝐸.3)∗𝑙4.1+𝐹𝑟.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2)+𝐹𝑎.4∗𝑑𝑚.4
2−𝑉𝐷.3∗(𝑙4.1+
𝑙4.2+𝑙4.3)+𝐹𝐸.3∗(𝑙4.2+𝑙4.3+𝑙4.4)=0
𝑉𝐷.4∗(−𝑙4.1+𝑙4.1+𝑙4.2+𝑙4.3)+𝐹𝑟.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2−𝑙4.1)+𝐹𝑎.4∗𝑑𝑚.4
2−𝐹𝐴.3∗
(𝑙4.2+𝑙4.3+𝑙4.4)=0

61
Reacțiunea în punctul D este:
𝑉𝐷.4=𝐹𝑟.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2−𝑙4.1)+𝐹𝑎.4∗𝑑𝑚.4
2−𝐹𝐴.4∗(𝑙4.2+𝑙4.3+𝑙4.4)
−𝑙4.1+𝑙4.1+𝑙4.2+𝑙4.3=372 .81 𝑁
Reacțiunea în B
𝑉𝐵.4=𝐹𝐴.4+𝐹𝑟.4−𝑉𝐷.4+𝐹𝐸.4=254 .892 𝑁
Calculul momentelor în punctele principale
𝑀𝑖.𝐴.𝑉.3=0
𝑀𝑖.𝐵.𝑉.4=−𝑉𝐴.4∗𝑙4.1=4.168 ∗103 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑖.𝐶.𝑉.4=𝐹𝐴.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2)−𝑉𝐵.4∗𝑙4.2=3783 .667 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑖.𝐶.𝑉.4`=𝐹𝐴.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2)−𝑉𝐵.4∗𝑙4.2−𝐹𝑎.4∗𝑑𝑚.4
2=−22.305 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑖.𝐷.𝑉.4=𝐹𝑎∗(𝑙4.1+𝑙4.2+𝑙4.3)−𝐷𝐵.4∗(𝑙4.2+𝑙4.3)−𝐹𝑟.4∗𝑙4.3−𝐹𝑎.4∗𝑑𝑚.4
2=4.263 ∗
103 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑖.𝐸.𝑉.4=0

În plan orizontal
Sumă de momente față de A
𝐻𝐵.4∗𝑙4.1+𝐹𝑟.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2)+𝐹𝑎.4∗𝑑𝑚.4
2−𝐻𝐷.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2+𝑙4.3)+𝐹𝑓∗(𝑙4.1+𝑙4.2+
𝑙4.3+𝑙4.4)=0
Sumă de forțe pe orizontală:
𝐹𝑓−𝐻𝐵.4+𝐹𝑡.4−𝐻𝐷.4+𝐹𝑓=0
𝐻𝐵.3=𝐹𝑟.4−𝐻𝐷.4+2∗𝐹𝑓
𝐹𝑓=𝜇∗𝑁𝑠
𝑉𝐵.4∗𝑙4.1+𝐹𝑟.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2)+𝐹𝑎.3∗𝑑𝑚.4
2−𝑉𝐷.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2+𝑙4.3)+𝐹𝐸.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2+
𝑙4.3+𝑙4.4)=0
−(𝐹𝑟.4−𝑉𝐷.4+2∗𝐹𝑓)∗𝑙4.1+𝐹𝑡.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2)−𝐻𝐷.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2+𝑙4.3)+𝐹𝑓∗
(𝑙4.1+𝑙4.2+𝑙4.3+𝑙4.4)=0
−𝐻𝐷.4∗(−𝑙4.1+𝑙4.1+𝑙4.2+𝑙4.3)+𝐹𝑡.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2−𝑙4.1)−𝐹𝑓∗(𝑙4.1+𝑙4.2+𝑙4.3+
𝑙4.4)=0

62
Reacțiunea în punctul D este:
𝐻𝐷.4=𝐹𝑡.4∗(𝑙4.1+𝑙4.2−𝑙4.1)−𝐹𝑓∗(𝑙4.1+𝑙4.2+𝑙4.3+𝑙4.4)
−𝑙4.1+𝑙4.1+𝑙4.2+𝑙4.3=364 .921 𝑁
Reacțiunea în B
𝐻𝐵.4=𝐹𝑓+𝐹𝑡.4−𝐻𝐷.4+𝐹𝑓=314 .703 𝑁
Calculul momentelor în punctele principale
𝑀𝑖.𝐴.𝐻.4=0
𝑀𝑖.𝐵.𝐻.4=𝐹𝑓∗𝑙4.1=563 .614 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑖.𝐶.𝐻.4=𝐹𝑓∗(𝑙4.1+𝑙4.2)−𝐻𝐵.4∗𝑙4.2=−1.054 ∗104 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑖.𝐷.𝐻.4=𝐹𝑓∗(𝑙4.1+𝑙4.2+𝑙4.3)−𝐻𝐵.4∗(𝑙4.2+𝑙4.3)+𝐹𝑡.4∗𝑙4.3=576 .543 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑖.𝐸.𝑉.4=0

63

Fig 4.10.2.1 Forțe și momente
Momentele echivalente:

64
𝑀𝑒.𝐵.4=√𝑀𝑖.𝐵.𝐻.42+𝑀𝑖.𝐵.𝑉.42 =4.206 ∗103 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑒.𝐶.4=√𝑀𝑖.𝐶.𝐻.42+𝑀𝑖.𝐶.𝑉.42 =1.122 ∗104 𝑁∗𝑚𝑚
𝑀𝑒.𝐷.4=√𝑀𝑖.𝐷.𝐻.42+𝑀𝑖.𝐷.𝑉.42 =4.302 ∗103 𝑁∗𝑚𝑚
𝜎𝑒.4=𝑀𝑒.𝐶.4
𝑊𝑧.4=223 .117 𝑁
𝑚𝑚2
𝜎−1.𝑎=250𝑁
𝑚𝑚2
𝜎𝑒.4<𝜎−1.𝑎 (Condiție îndeplinită)

65

4.11. Calculul șuruburilor din roată 3
𝑑=8 𝑚𝑚
𝐷0=20 𝑚𝑚
𝑛𝑠=3
Materialul ales 40Cr10
𝜎𝑎𝑡=350 𝑁
𝑚𝑚2
𝜏𝑎𝑓=0.8∗𝜎𝑎𝑡=280 𝑁
𝑚𝑚2
Coeficient de frecare șurub piulița:
𝜇=0.7
Coeficient de siguranță
𝑘=1.2
Strângere fără joc
𝑀𝑡.𝑐=𝐾∗𝑀𝑡.3=1.244 ∗104 𝑁∗𝑚𝑚
Momentul capabil
𝑀𝑡.𝑐𝑎𝑝=𝜋
8∗𝜇∗𝐷0∗𝑑𝑖.𝑠𝑡𝑎𝑠2𝑚𝑠∗𝜎𝑎𝑡
𝐹𝑠=𝜋∗𝜎𝑎𝑡∗𝑑𝑠𝑖2
4
𝑀𝑡.𝑐=𝜋∗𝜎𝑎𝑡
𝜇∗𝐷0∗𝑑𝑠.𝑖2
𝐹𝑠=2∗𝑀𝑡.𝑐
𝜇∗𝐷0∗𝑛𝑠=592 .396 𝑁
𝑑𝑠𝑖=√4∗𝐹𝑠
𝜋∗𝜎𝑎𝑡=1.468 𝑚𝑚
ds.i=2𝑚𝑚
Șurub M2.5

66
5. Tehnologii de execuție:
5.1. SEMIFABRICATUL UTILIZAT
Stabilirea rolului funcțional al piesei reprezintă prima etapă a proiectării procesului
tehnologic, arătându -ne proprietățile pe care trebuie să le îndeplinească respectivă piesă. După
determinarea rolului funcțional, se va alege materialul optim care va fi folosit la execuț ia
piesei. Alegerea optimă a materialului pentru o anumită destinație este o problemă foarte
complexă, trebuind rezolvată de inginerul proiectant.
În concluzie, dacă se urmărește obținerea anumitor proprietăți prestabilite, se
realizează proiectarea mater ialului cu acest tip de structură care să includă cerințele cerute de
rolul funcțional, deci se alege materialul care poate îndeplini cerințele minime de durabilitate
și rezistență ale piesei, în condițiile unei fiabilități sporite și a prețului de cost mi nim.
Proprietățile materialului trebuie văzute ca o însumare de relații între acesta și mediul
înconjurător în care va fi utilizat.
În primă fază, pentru alegerea rapidă a materialului se ține cont de următoarele:
➢ Condițiile de exploatare;
➢ Solicitările di n timpul exploatării;
➢ Clasa din care face parte piesa;
➢ Condițiile de execuție.
Ținând cont de proprietățile funcționale și tehnologice, pentru realizarea arborelui, materialul
optim ales este 40Cr10.
MATERIAL
Domeniul de utilizare, duritatea și culorile de marcare ale oțelurilor pentru rulmenți 1
(STAS 3583 -80)
Compoziția chimică a oțelurilor pentru rulmenți 1 (STAS 1456/1 -75)
Tabel 5.1.1 Compozitie chimica
Nr.
Crt. Marca
oțelului
Abateri
limită
admise Compoziția chimică, %
C Șimax Mn max Cr Pmax Nima
x Cuma
x

67
1 40Cr130 0.35-0.44 0.60 0.60 12-14 0.027 0.30 0.25

Dimensiunile, stările de livrare și condițiile prescrise în funcție de destinație pentru
oțeluri (STAS 3583 -80)
Tabel 5.1.2 Caracteristici oteluti
Nr.
Crt Destinația
oțelului Starea de livrare Condiții prescrise pentru Dimensiunile barei
Struc –
Tură Decarbu –
rare Duri-
tate Refulare Diametrul
Mm Lungimea
M
1 Deformare
la cald A1=laminat – + – + <60 4.5-6
2 A2=recopt -prăjit – + – +
3 Prelucrare
prin
așchiere B1=laminat -recopt + + + – >60 3-6
4 B2=cojit + + + –
5 B3=recopt -tras + + + – <50 3-5
6 Deformare
la rece C1=cojit -netezit + + + +
7 C2=tras -necopt + + + + <25 fixe până
la 6 m
8 C3=șlefuit + + + +

Barele din metale și aliaje neferoase au adaosuri luate din Tabelul 5.6 mărite de 0,8… 0,85 ori.
În cazul arborilor în trepte, diametrul se va determina după treaptă care are diametrul maxim.
Se va adăuga adaosul total din tabel la diametrul final nominal al treptei, cu sec țiunea
maximă, iar valoarea obținută se va estima până la cea mai apropiată valoare a diametrului,
conform STAS 333 -87, respectiv STAS 1800 -80.

În ceea ce privește barele laminate neîndreptate, se va majora cu cât este necesar adaosul de
prelucrare, astfel încât să se compenseze curbarea de 5mm/m pentru baze ø > 36 mm,
respectiv de 10mm/m pentru ø < 36mm

68
Tabel 5. 1.3 Stabilirea succesiunii operațiilor
Faze de lucru Denumirea operațiilor
I. Retezare 1.1 Retezare 41.5 +2A pr
II. Strunjire frontală, cilindrică
(pensetă elastică) 2.1 Strunjire frontală de degroșare
2.2 Strunjire frontală de finisare
2.3 Strunjire exterioară degroșare 𝜙10+2∗𝐴𝑝𝑟 𝑥19
2.4 Strunjire exterioară degroșare 𝜙10+2∗𝐴𝑝𝑟 𝑥19
2.3 Strunjire exterioară degroșare 𝜙8+2∗𝐴𝑝𝑟 𝑥17
2.4 Strunjire exterioară degroșare 𝜙7+2∗𝐴𝑝𝑟 𝑥11
2.5 Strunjire exterioară finisare 𝜙8 𝑥 6
2.6 Strunjire exterioară finisare 𝜙7 𝑥 11
2.7 Întoarcere piesă
2.8 Strunjire frontală de degroșare
2.9 Strunjire frontală de finisare
2.10 Strunjire exterioară degroșare
𝜙8+2∗𝐴𝑝𝑟 𝑥22.5
2.11 Strunjire exterioară degroșare 𝜙7+2∗𝐴𝑝𝑟 𝑥6
2.5 Strunjire exterioară finisare 𝜙8 𝑥 16.5
2.6 Strunjire exterioară finisare 𝜙7 𝑥 6
III. Frezare 3.1 Frezare laterală degroșare 2+𝐴𝑝𝑟 𝑥 9
3.2 Frezare laterală finisare 2+𝐴 𝑥 9
3.1 Frezare laterală degroșare 𝜙3−2∗𝐴𝑝𝑟 𝑥 𝐿11−
2∗𝐴𝑝𝑟 𝑥 2+2∗𝐴𝑝𝑟
3.1 Frezare laterală degroșare 𝜙3 𝑥 𝐿11 𝑥 2
IV. Ajustare
V. Control final

69

Fig 5.1.1 Suprafețe arbore

70
Tabel 5. 1.4Obținere suprafe țe

Nr. suprafață
Felul suprafeței
Dimensiune
nominală
[mm] Precizie
Rugozitatea
suprafeței Ra
Posibilități finale de
obținere a suprafeței
Procedeu de lucru
final ales Succesiunea fazelor
de prelucrare
pornind de la stagiul
de semifabricat
până la procesul
final ales pentru
obținerea condițiilor
suprafeței Tolera
nța
[mm]
Abatere de formă
abatere de la
precizia
nominală
Treapt
a de
precizi
e
0 1 2 3 4 5 6 7 8
1
Plan
frontala
41.5 0.6
𝐼𝑇14 – 6.3 Stunjire Stunjire Strunjire de degrosare
Strunjire de finisare
2
Cilindrica
exterioara
𝜙8 0.2
𝐼𝑇13
– 3,2 Stunjire
Stunjire
Strunjire de degrosare
Strunjire de finisare
3

Plan
frontlaa
33.5 0.6
𝐼𝑇14 – 6.7 Stunjire Stunjire Strunjire de degrosare
Strunjire de finisare
4
Cilindric
a
interioara
𝜙3 0.2
𝐼𝑇14
– 3,2 Frezare Frezare Frezare de degrosare
Frezare de finisare
5
Plana
laterala
1.5 0.2
𝐼𝑇14 – 3,2 Frezare Frezare Frezare de degrosare
Frezare de finisare
6
Plana
frontala
19 0.4
𝐼𝑇14
– 6.7 Stunjire Stunjire Strunjire de degrosare
Strunjire de finisare
7
Cilindrica
exterioara
𝜙10 0.4
𝐼𝑇14
– 3.2 Stunjire Stunjire Strunjire de degrosare
Strunjire de finisare
8
Plana
frontala
11 0.4
𝐼𝑇14
– 6.7 Stunjire Stunjire Strunjire de degrosare
Strunjire de finisare

71

9
Cilindrica
exterioara
𝜙8 0.4
𝐼𝑇14
– 3.2 Stunjire Stunjire Strunjire de degrosare
Strunjire de finisare
10
Plana
frontala
41.5 0.6
𝐼𝑇14
– 6.7 Stunjire Stunjire Strunjire de degrosare
Strunjire de finisare
11
Plana
frontala
9 0.4
𝐼𝑇14
– 6.7 Frezare Frezare Frezare de degrosare
Frezare de finisare
12
Plana
frontlaa
17 0.4
𝐼𝑇14
– 6.7 Stunjire Stunjire Strunjire de degrosare
Strunjire de finisare
13
Cilindrica
exterioara
𝜙12 0.4
𝐼𝑇14
– 6.7 Stunjire Stunjire Strunjire de degrosare
Strunjire de finisare
14
Plana
laterala
2 0.2
𝐼𝑇15
– 3.2 frezarre frezarre Frezare de degrosare
Frezare de finisare
15
Plana
laterala
1.4 0.2
𝐼𝑇15
– 3.2 Frezare Frezare Frezare de degrosare
Frezare de finisare
16
Cilindrica
exterioara
𝜙10 0.4
𝐼𝑇14
– 3.2S Stunjire Stunjire Strunjire de degrosare
Strunjire de finisare

72
6. Eficiența economică
Eficiența economică are ca obiectiv evaluarea activităților comerciale, în vederea
fundamentării deciziilor și are scopul de a utilizară resursele disponibile (materii prime,
materiale, personal, etc) în modul cel mai optim pentru întreprinderea care desfă șoară
activități economice, cu țelul de a obține costul minim de producție.
Costul de producție este un indicator economic care poate fi un criteriu foarte
important în vederea alegerii dintre mai multe opțiuni ale aceluiași produs. Spre exemplu,
când există două variante ale aceluiași proiect, având aceleași rezultate la nivel te hnic, se va
alege varianta cea mai rentabilă din punct de vedere economic, cu costul de producție minim.
Factorii principali care influențează prețul de producție al unui produs sunt:
• Tipul produsului fabricat;
• Prețul materiilor prime și materialelor;
• Tehn ologia de lucru;
• Mâna de lucru.
Calculul prețului de producție a soluției constructive propuse:
Principalele materiale și componente utilizate la realizarea patinelor sunt enumerate în
tabelul de mai jos:

73

Tabel 6.1. Materialele și componente
Nr.
Crt. Componentă Preț/buc Cantitate Total (lei)
1 Motor 28 2 56
2 șine 20 2 40
3 Roți 10 8 80
4 Placă Arduino 110 2 110
5 Acumulator 24V 130 2 130
6 Placă motor 35 2 70
7 Placă arbore 30 2 60
8 Bocanc 40 2 80
9 Cabluri 0.50 10 5
10 Controlare 10 2 10
11 Șurub M3*16 0.80 12 9.6
12 Șurub M5*16 1.1 16 17.6
13 Șurub M5*30 1.5 12 24
14 Șurub M5*82 3 2 6
15 Roată dințată drepte Z22 20 2 40
16 Roată dințată drepte Z27 25 2 50
17 Roți dințate conice Z25 22 2 44
18 Roțiw dințate conice Z32 28 2 56
19 Arbore 2 -3 18 2 36
20 Pene 4 2 8
21 Distanteire 5 12 60
22 Garnituri plate 0.5 4 1

74
23 Garnituri cilindrice 1 6 6
Total preț de producție 999.2

75
7. Concluzii si observatii:
Acest dispozitiv este util pentru deplasare pe distante medii si lungi cat timp drumul este fara
pietre sau gropi, permite pe langa viteza si o buna mobilitate si control ridicat.
Pe langa rolul functional, pot avea si un foarte bun rol pentru divertisment, permi țând și
realizarea diverselor cascadorii.
Din cazua autonomiei si posibilelor probleme de control pentru incepatori le recomand pentru
persoanele experimentate în mersul pe role, deoarece solicita un plus de atenție șe coordonare
intre mâini și întreg sistemul.

76
8. Bibliografie
https://patents.google.com/patent/US20130187355
https://patents.google.com/patent/US201700882 12A1/en?q= hoverboard &oq= hoverbo
ard&page=1
https://patents.google.com/patent/US3351353A/en?q=roller+skates&oq=+roller+skate
s

https://echipamenteortopedice.ro/home/228 -scaun -cu-rotile -electric.html
http://www.verticalexp ert.ro/index.php/2013 -11-27-22-36-17/platforma -servoscara –
gsl-artira
https://www.giz.ro/stiinta/biciclete -electrice -37877/
https://www.decathlon.ro/bicicleta -electrica -700–id_8353006.html#