Angrenajul cu Roti Dintate Cilindrice

Cuprins

CAPITOLUL 1

INTRODUCERE

1.1. Prezentarea generală a angrenajelor cu roți dințate cilindrice

Transmisia prin roți dințate, denumită și angrenaj, este mecanismul format din două sau mai multe roți dințate aflate în angrenare. Angrenajul asigură, datorită danturii roților, o transmitere prin formă și cu raport de transmitere constant, a mișcării de rotație și a momentului de torsiune între doi arbori necoaxiali, realizându-se în general o modificare a momentului de torsiune, respectiv a turației.

La transmisia formată dintr-o roată dințată și cremalieră, se realizează o transformare a mișcării de rotație a roții dințate într-o mișcare de translație a cremalierei, sau invers.

Angrenajele sunt cele mai folosite transmisii mecanice datorită avantajelor semnificative pe care le prezintă: siguranță și durabilitate mare, randament ridicat, gabarit redus. Ca dezavantaje se pot reține următoarele: tehnologie complicată, cost mare, zgomot și vibrații în funcționare.

Roțile dințate au ridicat, ridică și vor ridica, probabil totdeauna o serie de probleme în ceea ce privește confecționarea și utilizarea lor, datorită faptului că aceste organe de mașini au cele mai variate dimensiuni, de la rotițele pentru ceasornice până la uriașele roți dințate ale reductoarelor folosite pe vapoare, pe de o parte iar pe de altă parte trebuie să transmită puteri foarte variate și sub turații din game foarte largi.

Angrenajul, adică o pereche de roți dințate care lucrează împreună, poate fi foarte diferit și ca formă geometrică, ceea ce face să existe diferite tipuri de angrenaje: cilindrice, elicoidale, cu melc, conice și hipoide. Cerințele de fabricație ale angrenajelor pot fi de asemenea diferite, de la fabricația de unicate la cea de masă.

Totalitatea acestor cauze face ca modurile de proiectare și confecționare a roților dințate să difere de la caz la caz, conducând la numeroase variante de calcul și la o mare varietate de mașini-unelte folosite la prelucrarea acestora.

Apariția angrenajelor a fost condiționată în primul rând de necesitatea schimbării direcției de rotație și abia în al doilea rând de necesitatea modificării turației.

Apariția motorului cu explozie, a automobilului și a avionului și dezvoltarea acestora în primele decade ale secolului trecut au impus angrenajelor condiții de funcționare din ce în ce mai grele, determinate de transmiterea de puteri mari sub turații mari și dimensiuni cât mai mici. Ele au impus înlocuirea fontei prin oțeluri și au dus la aprofundarea studiilor asupra cinematicii și dinamicii angrenajelor, ca și la studierea și crearea variantelor scule și mașini-unelte de prelucrat danturile.

Concomitent cu această evoluție a angrenajelor, a evoluat si tehnologia fabricării lor, s-au elaborat sisteme de toleranțe, metode și aparatură de control și s-au standardizat unele elemente ale danturilor, ca, de exemplu, mărimea unghiului de angrenare și a modulului.

În stadiul actual, angrenajele sunt organe de mașini de mare importanță în construcția de mașini-unelte și parate, de mașini de lucru și motoare, de mașini de ridicat și de ceasornice.

Varietatea de mașini și aparate, în construcția cărora intră și angrenajele, ca și varietatea solicitărilor la care sunt supuse acestea au impus utilizarea de materiale foarte diferite în construcția de angrenaje și au făcut posibilă abordarea tuturor tehnologiilor. Se confecționează astăzi angrenaje turnate în forme de nisip, în matrițe sub presiune, în forme confecționate cu materiale fuzibile și din materiale foarte diferite ca: fonte, oțeluri, aliaje de zinc, materiale plastice etc.

Forjarea este de asemenea folosită la confecționarea roților dințate, în special a roților dințate conice, însă, cu rezultate care nu au permis încă extinderea acestei tehnologii.

Ștanțarea roților dințate se aplică frecvent la executarea angrenajelor cu modul mic și de mică importanță.

În prezent, prelucrarea prin așchiere este singura tehnologie care poate asigura pe de o parte precizia înaltă cerută angrenajelor foarte pretențioase, utilizate în construcția de mașini și care permite totodată confecționarea angrenajelor de mare durabilitate, cum sunt angrenajele cu danturi tratate, care nu pot fi obținute în forma finală decât prin rectificare.

Transmiterea mișcării între arborii cu axe paralele se realizează prin angrenajele compuse din două roți dințate cilindrice reprezentate schematic în figura 1.1 și denumite angrenaje cilindrice. Caracteristica fundamentală a angrenajelor cilindrice este distanța A dintre axe.

Arborii cu axe concurente necesită, pentru realizarea transmiterii mișcării între ei, utilizarea roților conice , care de fapt sunt trunchiuri de con figura 1.2. Aceste angrenaje sunt denumite angrenaje conice iar caracteristica lor fundamentală este unghiul D dintre axe.

Între perechile de arbori care nu intră în nici unul dintre cazurile precedente, adică nu au axele nici paralele nici concurente, mișcarea de rotație poate fi transmisă prin roți dințate care fac parte din corpurile geometrice denumite hiperboloizi de revoluție.

Angrenajele cilindrice se clasifică în următoarele tipuri în funcție de direcție dintelui și în funcție de tipul roților dințate cilindrice:

angrenajul cilindric exterior cu dinți drepți;

angrenajul cilindric exterior cu dinți înclinați;

angrenajul cilindric exterior cu dinți în V;

angrenajul cilindric interior cu dinți drepți;

angrenajul cilindric interior cu dinți înclinați;

angrenaj cu cremalieră.

Forma unui dinte este definită prin linia flancului – dinte drept, înclinat sau curb – și prin profilul dintelui – dinte evolventic, în arc de cerc etc. Pentru a se realiza un raport de transmitere constant, conform legii fundamentale a angrenării, este necesar ca pentru profilurile dinților în contact să se utilizeze curbe reciproc înfășurătoare. Dintre aceste curbe, evolventa se utilizează aproape în exclusivitate ca profil de dinte, pentru că se realizează cu scule simple și păstrează constant raportul de transmitere la modificări mici ale distanței dintre axe.

Pentru a se construi un profil de dinte, așa cum rezultă din figura 1.3 se duc, de la același cerc de bază, două evolvente simetrice față de axa dintelui, alegându-se distanța dintre acestea astfel încât pe cercul de divizare să se obțină o grosime dată a dintelui. Porțiunea dintre evolvente și cercul de bază poate fi utilizată pentru dinte; din această zonă dintele se formează între diametrul de cap și diametrul de picior unde se racordează la corpul roții dințate, zona evolventică a profilului fiind delimitată de diametrul începutului profilului evolventic, .

Din motive de interschimbabilitate și de micșorare a numărului de scule s-a realizat o standardizare a elementelor geometrice ale profilului dintelui. Toate danturile cilindrice sunt definite printr-o cremalieră de referință conform STAS 821 – 82 , cu profilul de referință stabilit în secțiunea normală pe direcția dintelui figura 1.4. Cremaliera generatoare este negativul cremalierei de referință și definește elementele sculei de prelucrat dantura. Mărimea danturii este determinată de modulul dintelui, care se adoptă conform STAS 822 – 82.

Fig.1.4

Deplasarea danturii.

În mod normal în procesul de danturare, cremaliera generatoare, deci scula de danturare, se așează cu linia de referință M-M tangentă la cercul de divizare; în procesul de rostogolire a liniei de referință pe cercul de divizare se realizează, pe cercul de divizare, grosimi de dinți egale cu golurile dintre dinți. O astfel de dantură se numește dantură nedeplasată, sau dantură zero, iar roata dințată se numește roată dințată nedeplasată, sau rotă dințată zero.

Altă posibilitate de danturare a roții dințate fig.1.5 b) este de a se așeza linia de referință a cremalierei deplasată față de cercul de divizare cu distanța xm, numită deplasarea profilului, unde x este coeficientul deplasării profilului. Deplasarea de profil se consideră pozitivă când linia de referință a cremalierei se depărtează și negativă când se apropie de centrul 0 al roții dințate. O astfel de dantură se numește deplasată, și anume: dantură plus (x>0), sau dantură minus (x<0).

Fig.1.5

Prin deplasarea de profil se poate realiza cu același profil de referință standardizat, danturi cu caracteristici geometrice și de referință diferite. Hotărâtor pentru proprietățile acestor danturi este valoarea coeficientului deplasării de profil x.

Scopurile urmărite prin deplasarea danturii sunt multiple:

a. Realizarea, fără a apărea fenomenul de subtăiere, a unor roți dințate cu un număr de dinți mai mic decât numărul . Deplasarea minimă necesară va fi: (1.1)

b. Realizarea cu două roți dințate cu modulul m și numerele de dinți și a unei distanțe dintre axe standardizate. Valoarea inițială a distanței dintre axe este: (1.2)

care se standardizează conform STAS 6055-82 la și rezultă unghiul de angrenare frontal: (1.3)

În continuare se deduce suma deplasărilor de profil necesară pentru a aduce angrenajul de la distanța dintre axe la valoarea standardizată cu relația: . (1.4)

c. Mărimea capacității portante a angrenajului la solicitarea de contact a flancurilor. Întrucât presiunea de contact pe flancurile dinților scade odată cu creșterea razelor de curbură a flancurilor dinților în punctul respectiv, rezultă că pentru a mări portanța de contact este necesar să folosească la construcția profilului evolventic al dinților zone ale evolventei cât mai depărtate de cercul de bază, deci să se adopte deplasări de profil pozitive maxime posibile. Necesitatea existenței unei anumite grosimi a dinților pe cercul de cap constituie o limită a creșterii valorii deplasării pozitive. Câteodată se adoptă deplasări mari, iar apoi, pentru a se obține grosimea necesară a dintelui și câteodată și jocul minim la capul dinților, se scurtează capul dintelui; trebuie însă verificat gradul de acoperire pentru a nu scădea sub valoarea minimă.

d. Mărimea capacității portante a bazei dintelui la ruperea prin încovoiere. În același timp cu creșterea valorii deplasării pozitive scade factorul de formă a dintelui , deci crește portanța la încovoiere a danturii. Se observă concordanța creșterii portanței la solicitarea de contact și la încovoiere a angrenajului cu creșterea deplasării de profil.

e. Micșorarea pericolului gripării, a pericolului de uzare a flancului, creșterea randamentului angrenajului. Toate aceste fenomene sunt influențate de viteza de alunecare dintre flancurile dinților și se adoptă valori ale deplasărilor de profil care să producă o scădere a vitezei de alunecare mai ales la capul și piciorul dintelui, unde aceasta este maximă, sau să se obțină o egalizare a valorilor maxime ale vitezei de alunecare.

f. Mărirea gradului de acoperire prin deplasări de profil negative. În cazuri extreme se pot obține prin deplasări de profil așa-numitele angrenaje antepolare care au tot segmentul de angrenare în zona segmentului de intrare în angrenare, sau angrenaje postpolare cu toată angrenarea pe segmentul de ieșire din angrenare.

Valorile deplasărilor de profil materializate prin valorile coeficienților deplasării profilului și sunt mărginite de limitele generării și angrenării corecte a roților dințate, de unele valori admisibile ale elementelor geometrice ale roților dințate sau angrenajului. Dacă pentru un angrenaj cu numerele de dinți și date se reprezintă grafic, în funcție de coeficienții de deplasare și , relațiile care determină limitele amintite, se obține un așa zis contur de blocare, care cuprinde în interiorul său câmpul de valori pe care le pot lua coeficienții și . Adoptarea de valori pentru sau în afara conturului de blocare face ca angrenajul respectiv să nu funcționeze corect, sau să nu poată funcționa.

O problemă dificilă este de a stabili valorile optime pentru coeficienții deplasării de profil având în vedere faptul că conturul de blocare nu indică valorile, ci ajută să se verifice dacă valorile adoptate permit angrenajului o execuție și funcționare corectă. În încercările de a se indica valorile optime pentru deplasările de profil au apărut mai multe sisteme de deplasare a profilelor. Un sistem care să realizeze cerințele tuturor scopurilor enumerate mai înainte – unele contradictorii – nu poate exista. Problema adoptării valorilor deplasărilor de profil este o problemă de optimizare. Din analiza condițiilor de material, de funcționare a angrenajului, se stabilește care este cerința, sau cerințele primordiale, pe care trebuie să le îndeplinească angrenajul și valoarea deplasării de profil se adoptă corespunzător acestui scop.

Există astfel sisteme care prin deplasările de profil adoptate realizează la maximum una din cerințe, de exemplu portanța maximă la încovoiere a dintelui, respectiv la contact a flancurilor, la gripare etc.

De remarcat că adoptarea unor deplasări optime scopului urmărit se realizează numai când nu se impune o distanță dintre axe; dacă se impune distanța dintre axe, suma deplasărilor rezultă automat și mai poate fi corectată numai modificându-se cu 1 la 3 numere de dinți ale roților, fără a modifica însă raportul de transmitere.

Angrenajele cilindrice se compun din roțile propriu zise și piesele ajutătoare, cum ar fi: arbori, lagăre, carcase.

Transmisiile prin roți dințate, cunoscute de secole au fost studiate perfecționate continuu, ajungându-se la o teorie generală a angrenajelor. Se pot realiza astăzi angrenaje cu roți dințate de o construcție riguroasă și o durabilitate mare.

Raportul de transmitere la roțile dințate este dat de relația relativ simplă:

(1.5)

unde:

1 și 2 reprezintă vitezele unghiulare ale celor două roți dințate

n1 și n2 reprezintă turațiile celor două roti dințate.

R1 și R2 reprezintă razele cercurilor de divizare.

Considerații generale privind toleranțele si controlul angrenajelor cilindrice.

Angrenajele cu roți dințate sunt folosite aproape în toate domeniile construcțiilor de mașini.

Angrenajul este un mecanism care, prin intermediul roților dințate, transmite mișcarea cu modificarea corespunzatoare a momentelor sau transformă un fel de mișcare într-altul. Angrenajele sunt compuse din roți dințate angrenate între ele formând un fel de serie de mecanisme cu came care funcționează succesiv.

Angrenajele se folosesc pentru transformarea și transmiterea mișcării rotative între arbori cu axe paralele, concurente sau încrucișate, precum și pentru transformarea mișcării rotative în mișcare de translație, și invers.

Transmisiile între arbori cu axe paralele pot fi realizate cu roți cilindrice. Transmisiile între arbori cu axe concurente se realizează de obicei cu roți conice. Transmisiile pentru transformarea mișcării de rotație în mișcare de translație și invers se realizează cu o roată cilindrică și o cremalieră. Pentru arborii cu axe încrucișate se folosesc angrenajele elicoidale.

După cum se știe, angrenajele formează cea mai răspândită și mai importantă grupă de transmisii mecanice. Ele se folosesc în extrem de diferite domenii și condiții de funcționare: de la ceasornice și aparate până la cele mai grele mașini, pentru sarcini de la fracțiuni de gram până la mii de tone, pentru puteri de la valori foarte mici până la zeci de mii de cai-putere, într-un domeniu de diametre al roților de la fracțiuni de milimetru până la zeci și mai mulți metri.

În cazul angrenajelor pentru viteze mari trebuie asigurată funcționarea fără zgomot și fără vibrații. Funcționarea corespunzătoare se realizează atunci când dinții sunt executați cu erori minime de formă și așezare reciprocă. La angrenajele pentru mecanisme de măsurare se impune o precizare cinematică foarte ridicată, adică o concordanță între unghiurile de rotire ale roții conducătoare și roții conduse.

Figura 1.1 — Parametrii geometrici ai roților dințate

Pentru angrenajele la care se schimbă sensul de rotație în timpul funcționării este necesară reducerea jocului de flanc.

Angrenajele cilindrice se compun din roțile dințate propriu–zise și din piesele ajutătoare (arbori, lagăre ) cu ajutorul cărora se asigură poziția necesară a roților dințate în procesul de angrenare.

Principalii parametrii geometrici ai roților dințate și angrenajelor cu roți cilindrice sunt prezentați în figura 1.

Criterii de precizie

Angrenajul este un element care îndeplinește funcțiuni diferite în mașini și aparate și de aceea și calitatea lui este privită din diferită puncte de vedere. Din cauza diferențierii de funcțiuni, componentele preciziei roții dințate și angrenajului sunt grupate în trei criterii de precizie:

Criteriul de precizie cinematică a angrenajelor, care stabilește eroarea maximă a unghiului de rotire a roților dințate cilindrice ce se verifică la o rotație completă a acestora;

Criteriul de funcționare lină a roții în angrenare, care stabilește valorile componentelor erorii maxime a unghiului de rotire a roților dințate cilindrice care se repetă de mai multe ori în timpul unei rotațiicomplete a acestora;

Criteriul privind contactul dintre dinții roților, care stabilește precizia de execuție a flancurilor dinților și erorile de direcție și de pozitie prin raportul minim, în procente, dintre dimensiunile petei de contact și de dimensiunile suprafeței active a flancurilor;

Roata dințată este un organ de mașină complex, cu o dantură determinată de mulți parametrii. Pentru definirea pre4cizie danturii s-au ales componentele ei mai caracteristice, cele mai ușor de măsurat și evaluat.

Aceste componente sunt numite indici de precizie.

La fiecare criteriu de precizie s-a ales câte un indiciu de precizie de bază care exprimă sintetic calitatea funcțională a roții după criteriul respectiv și s-au stabilit totodată complexe de indici de precizie, care pot înlocui indicele de bază.

Criteriul preciziei cinematice

În ceea ce privește criteriul preciziei cinematice, ptrincipalii indici de precizie ar fi:

Eroarea cinematică Ecn – constituie indicele de bază al primului criteriu și reprezintă eroarea maximă a unghiului de rotire a roții dințate, în limitele unei rotații complete, în cazul angrenării cu roata de măsurat (etalon) pe un singur flanc, la distanța nominală dintre axe.

Verificarea erorii cinematice se face numai dependent de axa roții.

Aparatul folosit pentru determinarea erorii cinematice este prezentat în figura 2.

Roata ce se verifică este roata conducătoare. Măsurarea se face pe cercul care trece prin mijlocul înălțimii dintelui, cerc concentric cu axa de rotire a roții dințate în secțiune frontală.

Figura 1.2 — Aparat pentru determinarea erorii cinematice

În figura 3 este prezentat graficul obținut în urma măsurării:

Pe axa ordonatelor sunt trasate diferențele dintre unghiurile efective de rotație și cele teoretice la roata verificată, în mărimi liniare. Eroarea cinematică caracterizează abaterile cumulate ale roții în condiții apropiate de cele de exploatare

Figura 1.3 — Graficul erorii cinematice

Verificarea erorii cinematice se faec numai dependent de axa roții. Exprimarea valorii cinematice se face în micrometrii .

Eroarea cumulată de pas Ecp – este diferența maximă dintre valoarea efectivă a unui număr oarecare de pași și valoare teoretică a aceluiaș număr de pași. Difernța se stabilește prin măsurarea arcului de cerc dintre două flancuri omoloage. Măsurarea se face pe cercul care trece prin mijlocul înălțimii dintelui, cerc concentric cu axa de rotație a roții dințate în sectiune frontală (fig. 4). Eroarea cumulată de pas este determinată în primul rând de excentricitatea cercului de bază față de axa de rotație a roții.

Figura 1.4 — Eroarea cumulată de pas

Bătai radială br – este diferența maximă dintre distanțele coardelor constante a dinților, sau a golurilor dintre dinți, la axa de rotație a roții (fig. 5).

Figura 1.5 — Bătaia radială

Variația lungimii (cotei) peste dinți VLn – este diferența dintre lungimile maxime și minime a cotei peste dinți la aceeași roată (fig.6).

Figura 1.6 — Variația lungimii peste dinți

La măsurarea cotei peste dinți se permite stabilirea directă a jocului între flancurile dinților. Principalele avantaje ale acestei metode de măsurat sunt:

se poate măsura direct pe mașină în timpul prelucrării dinților;

se poate determina ușor deplasarea cremalierei de referință, adică valoarea cu care trebuie deplasată scula pentru finisarea prelucrării;

bazele de măsurare sunt flancurile prelucrate ale dinților, rezultatele măsurării nedepinzând de precizia diametrului cercului exterior al roții.

Cota teoretică Ln peste n dinți – este distanța dintre dintre suprafețele paralele de măsurare ale aparatului, suprafețele tangente la flancurile de sens contrar a doi dinți. Mărimea acestei cote este dată de relația:

Ln=m*cos[ 8 ] pag.. 630

Pentru calculul cotei peste dinți trebuie să se cunoască numărul de dinți n peste care se face măsurarea. Acest număr se determină astfel ca tangentele la cercul de bază ce determină punctele de contact, să întretaie profilele dinților în apropierea cercului de divizare.

[ 8 ] pag.630

Distanța nominală de măsurat dintre axe Am – este distanța demăsurat între axele de rotație a celor două roți la angrenarea fără joc a roții etalon cu roata de verificat.

Variația distanței de măsurat între axe VAm – este diferența dintre valoarea maximă Ammax și cea minimă Ammin a distanței de măsurat între axele roții etalon și a roții de verificat, precum și la rotirea cu un dinte pentru determinarea mărimii VAm (fig.7).

Eroarea de rostogolire Erg – este definită ca parte componentă a erorii cinematice care rezultă scăzând din eroare cinematică bătaia radială și abaterea pasului de bază în cazul roților cu dinți drepți și bătaia radială în cazul roților cu dinți înclinați

Erg=Ecn-br-Apb — cu dinți drepți

Erg=Ecn-br — cu dinți înclinați

Figura 1.7 — Distanța nominală dintre axe

Criteriul de funcționare lină a roții în angrenare.

Acest criteriu stabilește valorilor componentelor erorii maxime a unghiului de rotire a roților dințate cilindrice care se repetă de mai multe ori în timpulunei rotațiicomplete a acestora. De asemenea se stabilesc și elementele danturii ale căror erori determină valorile acestor componente. Abaterea de la funcționarea lină a unei roți cu dinți drepți este provocată de variația pasului, de abaterea pasului de bază și de eroarea formei profilului. Dintre erorile și abaterile care influențează funcționarea lină se menționează:

Eroarea ciclică Ecl – este o componentă a erorii cinematice a roții dințate care se repetă periodic;la o rotație completă a roții ea reprezintă valoarea medie a amplitudinilor oscilațiilor erorii cinematice la o rotație completă și se determină cu relația:

Ecl=

— amplitudinea erorii cinematice la rotirea cu un dinte;

n — numărul de dinți ai roții;

Figura 1.8 — Eroarea ciclică

Măsurarea se face pe cercul care trece prin mijlocul înălțimii dintelui, cerc concentric cu axa de rotație a roții dințate în secțiune frontală.

Variația pasului Vp – este diferența dintre doi pași oarecare, măsurați pe arcul de cerc dintre flancurile omoloage succesive. Măsurarea se face pe cercul care trece prin mijlocul înălțimii dintelui, cerc concentric cu axa de rotație a roții dințate într-o sectiune frontală.

Abaterea pasului de bază – este diferența dintre distanțele efectivă și nominală dintre două drepte paralele, tangente la două flancuri omoloage succesive.(fig. 9).

Această abatere se măsoară într-un plan perpendicular pe direcția dinților, plan tangent la cilindrul de bază.Abaterea pasului de bază contribuie la dereglarea funcționării line a roților dințate cu dinți drepți și a roților înguste cu dinți înclinați.

Figura 1.9 — Abaterea pasului de bază

Datorită abaterilor pasului de bază se poate ca să se afle în angrenare o singură pereche de dinți din care cauză schimbarea conjugării va fi însoțită de bătăi și de un zgomot exagerat. Abaterea pasului de bază la roțile cu dinți lați și la cele cu dinți în V nu influențează funcționarea lor lină, însă micșorează înălțimea contactului dinților roții conjugate.

Eroarea formei profilului Efp – este distanța măsurată pe normala dintre două profile teoretice în evolventă, care cuprind profilulefectiv în limitele zonei utilizabile (fig. 10).

Figura 1.10 — Eroarea formei profilului

Criteriul privind contactul dintre dinții roților.

Acest criteriu stabilește precizia de execuție a flancurilor dinților și erorile de direcție și poziție prin raportul minim, în procente, dintre dimensiunile petei de contact și dimensiunea suprafeței active (utilizate) a flancurilor.

Mărimea contactului la dinții conjugați se poate determina cu ajutorul indicelui complex, pata de contact (fig.11)

. pe înălțimea dintelui

pe lungimea dintelui

Figura 1.11 — Pata de contact

Mijloace de măsurare a erorii sau abaterii de la evolventă

– a) cu disc schimbabil

– b) universale

a) – se utilizează mai puțin pentru că pentru fiecare roată dințată pe care o verificăm trebuie schimbat discul care are diametrul egal cu diametrul de bază al roții dințate.

b) – Evoltmetru universal

Fig.1.12

Roata dințată RD e solidară cu elementul (1) care are raza de bază R și are profilul în evolventă. Acest element (1) e considerat etalon, deci evolventa acestuia este executată cu mare precizie.

Profilul evolventei elementului (1) e preluat prin intermediul elemntului (2) și e transmis barei (3) care are brațele inegale. Brațul b are posibilitatea de reglare iar brațul (4) care e purtătorul aparatului de măsură o să urmărească profilul roții dințate de verificat.

Pe aparatul de măsură vom citi direct eroarea sau abaterea de la profilul ideal.

Se = rb rb = b3 = S2(b/a)

S4 = b3 S2 = R

S2 = a3 rb = R(b/a)

rb = R(b/a) b = (r/R)a

Aceste evolvente se realizează pentru module de la 0.7 – 10, iar valoarea diviziunii aparatului de măsură care se utilizează e de 1m. Diametrul maxim al roții de verificat e de 300m.

1.1.2. Mijloace de măsurare a erorii cinematice

Prin eroare cinematică înțelegem abaterea unghiulară pe un ciclu a unei roți dințate în raport cu o roată dințată ideală sau etalon. Acestea sunt:

a). cu contact pe un singur flanc

b). cu contact pe ambele flancuri

Măsurarea erorii cinematice este obligatorie pentru roțile dințate utilizate în transmisii de viteză mare sau în transmisii care necesită precitie mare

a) Cu contact cu un singur flanc

a1). cu discuri

a2). cu roată dințată diferențială

Eroarea cinematică se va citi pe cadranul C prin intermediul indicelui I în raport cu indicația reperului R a roții dințate de verificat.

Acest mijloc de măsurare se compune din roată dințată etalon (RDe) roată dințată de verificat (RD), un disc etalon și un disc ce are diametrul egal cu diametrul de bază a roții de verificat. Cele 2 discuri angrenează prin frecare.

Fig.1.13

În fig. l.l3. este reprezentată schema de principiu a evolventmetrulul cu camă și pârghie. Pe arborele 1 sunt fixate roata de verificat 2 și cama 3, cu profil în evolventă. La rotirea arborelui 1, cama 3 acționează prin intermediul riglei 4 asupra saniei 5 . Aceasta va avea o mișcare rectilinie proporțională cu valoarea unghiului de rotație a arborelui 1. Pârghia 6 cu brațe inegale, va transmite această mișcare (amplificată) saniei de măsurare 7, ale căror deplasări sunt indicate de comparatorul 9 prin intermediul palpatorului 8. La reglarea aparatului, sania 7 este dispusă la distanța "a" de centrul de rotație al pârghiei 6, prin deplasarea saniei pe rola 10. Distanța "a" se calculează astfel încât viteza de deplasare a saniei de măsurare să fie egală cu viteza de rotație a cercului de bază a roții de verificat 2.

Verificarea profilului dinților la proiectorul de profile sau la microscopul universal, se face prin suprapunerea prin proiecție a imaginii umbrei mărite a dintelui cu profilul dintelui desenat la scara măririi optice a aparatului.

1.1.3. Criteriul privind contactul dintre dinții roților

Acest criteriu stabilește precizia de execuție a flancurilor dinților și erorile de direcție și poziție prin raportul minim, în procente, dintre dimensunile petei de contact și dimensiunea suprafeței active (utilizate) a flancurilor. Mărimea contactului la dinții conjugați se poate determina cu ajutorul indicelui complex, pata de contact.

Pata de contact, Pc, este suprafața efectivă de contact a flancului dintelui pe care se află urmele de contact cu flancurile dinților roții conjugate la angrenare, în condițiile de funcționare și la rotirea cu frânare ușoară.

Pata de contact se verifică prin metoda petelor de vopsea. Flancurile uneia dintre roțile perechi se acoperă cu un strat de vopsea specială. Se realizează o angrenare cu roata pereche, pe ale cărei flancuri se imprimă pete de vopsea care se copiază pe hârtie de filtru ăi se măsoară. Se determină raportul dintre suprafața petelor rezultate și suprafața teoretică a flancurilor.

1.1.4. Criteriul privind asigurarea jocului dintre flancuri

Jocul dintre flancuri j este jocul dintre dinții roților conjugate din angrenaj, care asigură o rotație liberă a uneia dintre roțile dințate când cealaltă este fixă. Se măsoară în secțiune perpendiculară pe direcția dinților, într-un plan tangent la cilindrul de bază fig. (1.14)

fig.1.14. fig.1.15

Schema de reprezentare a jocului Deplasarea specifică

minim de flancuri profilului de referinta

Deplasarea suplimentară a profilului, Xs, este deplasarea negativă a profilului de referința din poziția nominală. Prin aceasta se micșorează grosimea dintelui și se realizează jocul dintre flancuri. Deplasarea suplimentară minimă a profilului de referință Xs min (fig.1.15 ) este deplasarea minimă prescrisă pentru a asigura în angrenare jocul minim necesar dintre flancuri.

1.2. Geometria angrenării roților dințate cilindrice cu dinți drepți

1.2.1. Elementele principale ale angrenajelor cilindrice

Diferitele elemente specifice angrenajelor cilindrice sunt definite în cadrul unor standarde: STAS 821 – 82, STAS 15/ 1 – 81, STAS 15/2 – 81, STAS 15/3 – 8 .

În cazul unei roți dințate aparținând unui angrenaj cilindric exterior, principalele elemente ale acestuia pot fi cosiderate urmatoarele:

fig.1.16.

Elementele unei roți dințate cilindrice

-cercul de divizare, este cercul pe care pasul și unghiul de angrenare ale roții dințate sunt egale cu pasul și unghiul de angrenare ale profilului de referință (are diametrul d)

-cercul de cap, de diametru da, mărginește dinții la exterior

-cercul de picior de diametru df, este cercul care limitează fundul sau piciorul dintelui

-cercul de rostogolire, este cercul care se rostogolește fără alunecare pe cercul de rostogolire aferent roții conjugate

– cercul de bază de diametru db, este cercul folosit pentru obținerea evolventei

-pasul este distanța dintre două flancuri omoloage măsurată pe arcul unui cerc dat (de divizare, de rostogolire, etc) și într-o secțiune precizată (frontală, normală, axială).

În lipsa altor precizări, prin pas se înțelege pasul pe cercul de divzare.

-modulul este raportul, exprimat în milimetri, între pas și numarul

Pentru o roată dințata cilindrică cu dinți drepți, unele elemente pot fi determinate cu ajutorul relațiilor:

– înălțimea capului dintelui (1.5) [3, pg. 11]

– înălțimea dintelui h = 2,25 m (1.6)

– diametrul cercului de cap (1.7)

– diametrul cercului de picior (1.8)

– modulul m = d/z (1.9)

– pasul p = d/z (1.10)

în care z = numărul de dinți ai roții

1.2.2. Legea angrenării

Aceasta lege stabilește condițiile ce trebuiesc îndeplinite de angrenaj pentru

ca raportul de transmitere să se mențină constant.

fig.1.17

Fie l și 2 două profile în contact în punctul M, profile solidare cu cele două roți dințate care se rotesc cu vitezele unghiulare 1 si 2 în jurul centrelor Ol și O2.

Normala KK, comună celor două taie linia O1O2 a centrelor în P și face cu normala NN la linia centrelor un unghi .

Vitezele instantanee ale celor două profile VT1 și VT2, normale pe razele l și 2, au mărimile:

(1.11)

( 1.12 ) [2, pg. 18]

Pentru ca cele două profile să fie mereu în contact, este necesar ca proiecțiile celor două viteze pe normala comună KK să fie egale.

(1.13) [2, pg.18]

unghiurile 1,2 avînd semnificațiile din figură.

Raportul de transfer al angrenajului este determinat de raportul vitezelor unghiulare:

(1.14) [2, pg.18]

Rezultă : (1.15) [2, pg.18]

Dar (1.16) [2, pg.18]

si (1.17) [2, pg.18]

Deci (1.18) [2, pg.18]

Segmentele O1K1 si O2K2 reprezintă normalele duse din centrele de rotație pe linia normală KK.

Se mai poate scrie că (1.19) [2, pg. 19]

și (1.20) [2, pg. 19]

astfel încât raportul de transfer se mai poate exprima prin

(1.21) [2, pg. 19]

De aici rezultă legea angrenării, care impune ca punctul P, determinat de normala comună la cele două profile conjugate și linia centrelor de rotație O1O2, să o împartă pe aceasta din urmă în două segmente al căror raport este egal cu raportul de transfer. Pentru ca raportul de transfer să fie constant este necesară și condiția suplimentară ca, în timpul angrenării, punctul P să nu se deplaseze pe linia centrelor.

Pentru a se transmite o mișcare de rotație cu un raport de transfer constant trebuie ca normala la profilele dinților în punctul de contact să treacă prin punctul de contact P al cercurilor de rulare.

Deci raportul de transfer iT se mai poate scrie sub forma:

(1.22) [2, pg. 19]

în care Rr1, Rr2 reprezintă razele cercurilor de rulare, expresie ce reprezintă și condiția rulării fără alunecare.

1.2.3. Profil conjugat. Linia de angrenare.

Un element de mare importanță în teoria angrenării îl reprezintă unghiul de angrenare notat cu și este format între normala KK la profilele conjugate în punctul de contact si normala NN la linia centrelor O1O2.

Legea angrenării nu impune condiția ca unghiul de angrenare să fie constant, ci numai ca normala comună KK să treacă totdeauna prin polul angrenării P. Ca urmare, pozițiile succesive ale punctului de contact M pot determina o curbă SS denumită linie de angrenare, care evident trebuie să treacă prin P, acesta fiind cazul particular în care M se află și pe linia centrelor.

Primul contact între o pereche de dinți l și 2 ai celor două roți ținând seama de sensul vitezei unghiulare 1 are loc în punctul S2 al liniei de angrenare, punct determinat de cercul exterior de raza Re al vîrfurilor dinților roții conduse, iar ultimul contact între aceiași dinți are loc în S2 , punct determinat de cercul exterior de raza Re al roții conducătoare (fig.1.18).

fig.1.18. fig.1.19.

Angrenarea are loc deci numai pe segmentul de angrenare S1S2, al liniei de angrenare SS.

Determinarea formei segmentului de angrenare, pentru un profil oarecare de dinte, se face ținând seama de legea angrenării.

Astfel, pentru un punct Sx, al profilului dintelui 1, se duce normala Sx P1 care face unghiul x cu tangenta la cerc. Acelasi unghi x îl va face normala când ajunge în P, ocupând pozitia PSx. Punctul Sx este unul din punctele liniei de angrenare S1S2 (fig. 1.19).

Determinând segmentul de angrenare S1S2 se poate determina în mod similar profilul dintelui 2, conjugat profilului dintelui l.

În punctul P2 al arcului PP2=PP1 se construiește pe tangenta la cercul de rulare unghiul x .Cercul de razaO2Sx determină punctul Sx al profilului dintelui 2. Deci punctele Sx și Sx ale celor două profile vor veni în contact în punctul Sx al segmentului de angrenare. Normala comună va fi PSx, sub unghi de angrenare x.

1.2.4. Curbe folosite pentru construcția profilurilor dinților conjugați

Realizarea formei geometrice a profilurilor conjugate rezultă din necesitatea satisfacerii legii fundamentale a angrenării. În general, această lege este satisfăcută de orice pereche de curbe reciproc înfășurate legate de roțile l și 2 în mișcarea lor relativă. Problema putând fi satisfacută de o infinitate de soluții, practic se adoptă acele curbe care satisfac următoarele cerințe:

– din punct de vedere cinematic să satisfacă legea fundamentală a angrenării, printr-o construcție geometrică cât mai simplă;

– posibilitatea execuției cu scule simple, de serie, nu executate separat pentru fiecare roată sau pereche de roți dințate;

– capacitatea de transmitere cât mai mare, prin menținerea constantă a direcției și a mărimii forțelor cu alunecare redusă și durabilitate mare;

– asigurarea interschimbabilității, a funcționării silențioase, fără șocuri și cu montare-demontare rapidă;

– sensiblilitate redusă a procesului angrenării la erorile de execuție și de montaj.

Aceste condiții sunt satisfăcute în general de perechile de curbe ciclice de înfășurare reciprocă.

fig.1.20.

Profiluri care respecta legea angrenarii

curbe de înfasurare reciproca; b) familie de curbe evolvente

Curba de înfășurare reciprocă este generată de un punct situat pe o generatoare sau ruletă, care se rostogolește fără alunecare pe baza fixă denumită și evolută. Rostogolind în exterior un cerc generator 1 peste un cerc de bază (fix) se obține curba ciclică C1 numită epicicloidă. Rostogolind ruleta 2 pe aceeași bază în interior, se descrie hipocicloida. Dacă baza are raza foarte mare, devenind practic o dreapta (MT), ruleta 3 va descrie cicloida propriu-zisă.

Evolventa, involuntă sau developanta cercului se obține dacă ruleta MT =

(o dreapta) iar evoluta, sau baza, este un cerc fix.

1.3. Prezentarea generala a senzorilor

Senzorul este definit ca fiind “un dispozitiv care detectează sau măsoară unele condiții sau proprietăți și înregistrează, indică sau uneori răspunde la informația primită”. Astfel, senzorii au funcția de a converti un stimul într-un semnal măsurabil, cuprinzând atât traductorul, care transformă mărimea de intrare în semnal electric util, cât și circuite pentru adaptarea și conversia semnalelor, și eventual pentru prelucrarea și evaluarea informațiilor. Stimulii pot fi mecanici, termici, electromagnetici, acustici sau chimici la origine, în timp ce semnalul măsurabil este tipic de natură electrică, deși pot fi folosite semnale pneumatice, hidraulice, optice sau bioelectrici.

În gestionarea proceselor industriale, deosebit de importante sunt sistemele inteligente de conducere, sisteme ce sunt bazate pe sisteme de calcul integrat sau nu.

Senzorii și traductoarele elemente esențiale ale sistemelor de automatizare a dispozitivelor civile și industriale și se bazează pe un domeniu larg de principii fizice de operare. De asemenea sunt utilizați și în cazul cercetării, analizelor de laborator – senzorii și traductoarele fiind incluse în lanțuri de măsurare complexe, care sunt conduse automat.

Exista foarte multe clasificări ale senzorilor si traductoarelor: cu sau fără contact, absoluți sau incrementali (in functie de mărimea de intrare), analogici sau digitali (în funcție de mărimea de ieșire) etc.

Alegerea senzorilor si traductoarelor trebuie făcută ținând cont de proprietatea de monitorizat, de domeniul în care variază aceasta, de dimensiunile ce trebuie respectate sau de geometria sistemului, de condiții speciale de mediu sau de lucru, de tipul mărimii de ieșire și nu în ultimul rând de cost.

Astfel pot fi identificați senzori de proximitate, traductoare de tip Hall, traductoare de deplasare si viteză, senzori și traductoare de forță, senzori de temperatură, senzori de umiditate, senzori pentru gaze, senzori de curent, switch-uri optice, senzori de presiune, cititoare de coduri de bare, etc.

Prin senzori se înțeleg ansambluri de dispozitive sensibile care permit determinarea unui câmp de valori pentru o mãrime fizicã într-o manierã similarã cu organele de simț umane. Senzorii permit obținerea de imagini sau hãrți ale unei scene prin cãi similare/analoge omului. Aceastã afirmație trebuie înțeleasã în sensul definiției introduse, adicã câmpul de valori obținut cu ajutorul senzorilor trebuie prelucrat în vederea redãrii cât mai corecte a imaginii achiziționate, deci aceasta sã aibã o reprezentare similarã celei formate în modul de gândire umanã.

Prin prisma definiției, un senzor realizeazã aceeași funcție ca și un traductor, adicã percepe starea unei mãrimi fizice pe care o convertește în semnal electric; structura funcționalã a unui senzor respectã aceeași schemă ca a traductorului. Aceasta explicã de ce cele douã noțiuni sunt folosite frecvent în explicarea principiilor funcționale pentru diferite structuri constructive.

Totuși, senzorilor le sunt specifice cel puțin trei caracteristici:

miniaturizarea, care permite realizarea de mãsurãri (determinãri) “punctuale”ale mãrimilor investigate;

multiplicarea funcționalã, adicã existența în structura unui senzor a unui numãr mare de dispozitive sensibile care îndeplinesc aceeași funcție, dispuse liniar sau matricial;

fusiunea senzorială, care presupune reuniunea mai multor senzori într-o configurație unică, pentru a asigura o funcționalitate dorită.

Aceste caracteristici, împreunã cu proprietatea de “imitare” a simțurilor umane, fac ca senzorii sã se diferențieze de traductoare. Exemplificare: fenomenul de piezoelectricitate folosit atât în construcția traductoarelor de forțã cât și a senzorilor tactili.

1.3.1. Caracteristici generale ale senzorilor și traductoarelor

Cuvântul “senzor” este derivat din cuvântul latin sentire care înseamnã “a percepe”, în timp ce “traductor” din transducere care înseamnã “a traversa”. O definiție de dicționar atribuie cuvântului “senzor” semnificația de “dispozitiv care detecteazã o schimbare într-un stimul fizic și o transformã într-un semnal care poate fi mãsurat sau înregistrat”, în timp ce pentru cuvântul “traductor” definiția este de “dispozitiv care transferã putere de la un sistem la altul în aceeași formã sau în una diferitã”.

Delimitare sensibilã între cele douã noțiuni: se poate folosi cuvântul “senzor” pentru elementul sensibil însuși, iar cuvântul “traductor” pentru elementul sensibil și circuitele asociate.

Senzorul este legat de modalitatea de percepție a mãrimilor mãsurate, sugerând o similitudine cu comportamentul uman în maniera de a obține informație despre cantitãțile fizice.

Senzorii sunt dispozitive de mãrimi reduse (miniaturi), care permit determinãri “punctuale” ale mãsurandului, ceea ce conduce la extensia definiției cãtre “arie” / “matrice” de senzori.

Prin senzorii sunt ansambluri de dispozitive sensibile care permit determinarea unui câmp de valori pentru o mãrime fizicã într-o manierã similarã cu organele de simț umane.

Un senzor realizeazã aceeași funcție ca și un traductor, adicã percepe starea unei mãrimi fizice pe care o convertește în semnal electric.

Structura funcționalã a unui senzor respectã aceeași schemă ca a traductorului. Aceasta explicã de ce cele douã noțiuni sunt folosite frecvent în explicarea principiilor funcționale pentru diferite structuri constructive.

Senzorilor le sunt specifice trei caracteristici:

► miniaturizarea, care permite realizarea de mãsurãri (determinãri) “punctuale”ale mãrimilor investigate;

► multiplicarea funționalã, adicã existența în structura unui senzor a unui numãr mare de dispozitive sensibile care îndeplinesc aceeași funcție, dispuse liniar sau matricial;

► fusiunea senzorială, care presupune reuniunea mai multor senzori într-o configurație unică, pentru a asigura o funcționalitate dorită.

Aceste caracteristici, împreunã cu proprietatea de “imitare” a simțurilor umane, fac ca senzorii sã se diferențieze de traductoare.

Multiplicarea funcționalã specificã senzorilor face ca și partea de prelucrare localã sã fie diferitã – chiar principial – de cea a traductoarelor, aspect care conduce la o diferențiere suplimentarã pentru cele douã noțiuni.

Traductorul este un dispozitiv care convertește un semnal de o anumitã naturã fizicã într-un semnal corespunzãtor având o naturã fizicã diferitã.

Traductorul este un element al sistemelor automate care furnizeazã indicații cantitative sistemelor de control/comandã despre procesul automatizat.

Un traductor este un convertor de energie, iar semnalul de intrare are întotdeauna energie sau putere.

Puterea (care prin integrare dã energia) asociatã semnalului de intrare trebuie sã fie suficient de mare, pentru a nu fi perturbatã de cãtre traductor mãrimea de mãsurat, sau traductorul trebuie sã influențeze – prin circuitul sãu de intrare – neglijabil mãrimea de mãsurat (se spune cã puterea preluatã de la mãrimea de mãsurat trebuie sã fie sub o anumitã valoare denumitã putere disponibilã).

Deoarece existã clase diferite de semnale – mecanic, termic, magnetic, electric, optic și chimic – putem spune cã orice dispozitiv care convertește semnale dintr-o clasã în alta este considerat a fi un traductor (figura 1.).

Fig.1.

În aceastã accepțiune – semnalul de ieșire al traductorului poate fi de orice naturã fizicã utilã (folositoare). În practicã, numai acele dispozitive care oferã o ieșire electricã sunt denumite traductoare.

Semnalele electrice sunt folosite în majoritatea sistemelor de mãsurare, avantajele utilizãrii lor dupã cum urmeazã:

► traductoarele electrice pot fi proiectate pentru orice mãrime neelectricã prin alegerea unui material corespunzãtor pentru elementul sensibil (datoritã structurii electronice a materiei, orice variație într-un parametru neelectric va avea ca efect o variație corespunzãtoare a unui parametru electric);

► datoritã posibilitãților electronice de amplificare ale semnalului electric de ieșire, rezultã cã energia acestuia nu este alteratã în procesul de mãsurare;

►în prezent sunt disponibile un mare numãr de circuite de condiționare și prelucrare electronice; în unele structuri monolitice de traductoare electronice sunt incluse astfel de circuite;

►existã o mare gamã de opțiuni privind afișarea și înregistrarea informației într-o manierã electronicã; astfel de opțiuni permit combinarea datelor numerice cu texte, respectiv prezentarea sub formã de grafice și diagrame;

► transmisia semnalelor electrice este mult mai versatilã în comparație cu alte categorii de semnale.

Faptul cã în structura traductorului (figura 2) sunt prezente blocurile de prelucrare și de ieșire, sugereazã restricțiile (cerințele) care pot fi impuse semnalului de ieșire:

● proporționalitatea ieșirii cu mãrimea de mãsurat, ceea ce înseamnã cã la un traductor caracteristica staticã este liniarã;

● normalizarea semnalului electric de ieșire, prin impunerea unor limite inferioare și superioare de variație, indiferent de tipul și gama de variație a mãrimilor de intrare.

Cerințele anterior precizate pot fi mai relaxate atunci când traductoarele lucreazã împreunã cu sisteme de achiziție a datelor, urmate de structuri numerice de prelucrare.

Traductorul are un caracter dual:

de instrument de mãsurat;

de element tipic funcțional al sistemului de automatizare;

Traductorul trebuie sã furnizeze semnale care sã poatã fi interpretate, deci ieșirea lui este un semnal electric. Ieșirea trebuie sã fie proporționalã cu intrarea.

Traductorul este acel dispozitiv care stabilește o corespondențã între o mãrime fizicã (parametru de proces) variind într-un anumit domeniu prestabilit și un semnal electric calibrat concordant unei stãri/situații de mãsurare.

Ținând seama de faptul cã traductorul este o componentã a sistemului automat, îl vom reprezenta ca în figura 2, care corespunde definiției anterior enuntate:

Fig. 2.

1.3.2. Clasificarea senzorilor

Multitudinea senzorilor este deosebit de mare deoarece există un număr considerabil de mărimi de măsurat și o multitudine de fenomene care stau la baza conversiei.

Extinderea senzorilor electrici se datorează:

– avantajelor metodelor electrice de măsură: exactitate, sensibilitate, transmitere la distanță a informațiilor, posibilitate de prelucrare.

– avantajelor senzorilor electrici: simplitate constructivă, adaptabilitate, prelucrarea simplă a informațiilor.

Clasificarea generală a senzorilor se face din următoarele puncte de vedere:

În funcție de locul de culegere a informațiilor deosebim:

a) senzori de contact, folosiți pentru determinarea proprietăților fizice ale obiectului

respectiv pentru măsurarea presiunii dintre obiect și dispozitivul de prehensiune sau a lunecării obiectului față de dispozitivul de prehensiune;

b)senzori de zonă apropiată (de proximitate) de tip: optic, pneumatic sau electromagnetic, care dau informații fără a avea contact fizic cu obiectul;

c) senzori de zonă îndepărtată, de tip acustic cu ultrasunete sau cu camere video, respectiv cu radiații infraroșii;

După proprietățile obiectelor pe care le pun în evidență deosebim:

a) senzori pentru evaluarea formei și dimensiunilor geometrice (deplasare);

b) senzori pentru determinarea proprietăților fizice ale obiectelor (efort, cuplu, densitate, presiune, debit, etc)

c)senzori pentru determinarea proprietăților chimice ale obiectelor (concentrație, compoziție, analizoare chimice, etc)

Din punct de vedere constructiv deosebim:

a) senzori activi (generatori), la care se realizează conversia energiei mărimii de măsurat în energie electrică;

b) senzori pasiv i(parametrici), la care se utilizează o sursă auxiliară de energie, ai cărui parametri depind de caracteristicile mărimii de măsurat.

După tipul semnalului furnizat la intrare deosebim:

a) senzori pentru mărimi fizice (deplasare, viteză, efort, cuplu, presiune, câmp magnetic, temperatură);

b) senzori pentru mărimi chimice (concentrație, analiza gazelor, pH);

c) senzori biologici (tactili, vizuali, auditivi, zaharuri, proteine)

După tipul semnalului furnizat la ieșire deosebim:

a) senzori analogici, la care semnalul continuu de ieșire urmărește variațiile mărimii aplicate la intrare;

b) senzori numerici, la care semnalul discontinuu de ieșire sub formă de impulsuri, reprezintă modul de variație a mărimii de măsurat;

c) senzori simbolici, care operează cu mărimi simbolice (mare, mic, colosal) și furnizează informații numerice și simbolice.

Atât în literatura de specialitate, cât si în produsele de firmã, se întâlnește noțiunea de traductor/senzor inteligent (smart sensor/transducer/transmitter), referințele tehnice fãcându-se pentru cazul folosirii acestora prin intermediul unei magistrale de câmp. Evident, “inteligența” unui astfel de dispozitiv trebuie înțeleasã prin organizarea traductorului în jurul unei unitãți procesoare (fie microprocesor, fie microcontroler), care, pe lângã asigurarea comunicației prin intermediul magistralei de câmp, permite efectuarea unor operații suplimentare ca:

funcția de prelucrare (operații matematice de calcul, compararea cu limite de bunã funcționare, liniarizarea caracteristicii statice a elementului sensibil);

autoetalonarea, prin folosirea unor circuite de compensare automatã a influenței mediului, corecția erorilor de derivã a nulului, eliminarea erorilor sistematice, diminuarea eorilor aleatoare prin calculul unor valori medii;

autotestarea, la pornire și/sau periodicã, cu afișarea componentei/blocului defect.

Numai funcția de comunicație nu conduce automat la definirea traductorului ca fiind unul inteligent (existã în prezent, circuite care atașate în ieșirea unui traductor clasic fac posibilã interfațarea acestuia la o magistralã de câmp; un traductor / element de acționare care are atașat un circuit de cuplare la interfațã îl vom denumi terminal inteligent).

Clasificarea generală a traductoarelor se face din următoarele puncte de vedere:

a) Dupã necesitatea existenței unei surse auxiliare de activare pentru obținerea semnalului de intrare se disting:

● traductoare active sau de tip generator;

● traductoare pasive sau de tip parametric.

b) Dupã semnalul de ieșire distingem:

● traductoare analogice;

● traductoare numerice.

● traductoare cvasinumerice.

c) Dupã principiul de funcționare care stã la baza transferului de energie intrare-ieșire avem:

● traductoare lucrând în regim dezechilibrat;

● traductoare cu echilibrare automatã.

d) Dupã dinamica exprimatã prin relația intrare-ieșire, traductoarele se pot clasifica în:

● sisteme de ordinul 0 (sau de tip proporțional);

● 1 (element de întârziere de ordinul I);

● 2 (element de întârziere de ordinul II);

● de ordin mai mare.

e) O clasificare foarte rãspânditã a traductoarelor este în funcție de mărimea măsurată.

Există traductoare de: temperaturã, presiune, debit, nivel, umiditate, poziție, vitezã, accelerație, forțã, cuplu etc.

f) După principiul funcțional care stă la baza realizării părții de intrare a traductorului:

● rezistive, capacitive, inductive (parametrice);

● cu acumulare de sarcină electrică, cu generare de tensiune electrică/curent electric (generatoare).

1.3.3. Caracteristici și performanțe generale ale senzorilor

Caracteristicile generale ale senzorilor reflectă interdependența dintre mărimile de intrare și de ieșire sub aspect funcțional. Acestea sunt:

caracteristici de intrare, care reflectă interacțiunea dintre mărimile de intrare și obiectul supus măsurării, ca în cazul impedanței de intrare(electrică, mecanică, acustică);

caracteristici de transfer, care reprezintă relația dintre o mărime de intrare și o mărime de ieșire, fără a ține cont de celelalte elemente ale sistemului de măsură;

caracteristici de ieșire, care reflectă interacțiunea mărimilor de ieșire cu elementul cu care este cuplat la ieșire.

Pe lângă aceste caracteristici generale mai există și caracteristici specifice, care nu intervin direct în relația de dependență dar condiționează calitățile tehnice și economice ale senzorilor. Din această categorie fac parte: fiabilitatea, consumul de energie electrică, protecția împotriva marimilor perturbatoare etc.

1.3.4. Caracteristici și performanțe în regim staționar ale senzorilor

Regimul staționar se caracterizează prin aceea că parametrii specifici mărimilor de intrare și ieșire nu variază în timp.

Această condiție se poate exprima din punct de vedere matematic prin valoarea nulă a derivatelor mărimilor specifice în raport cu timpul.

Deoarece senzorul funcționează în corelație cu mărimea de măsurat (măsurândul) și cu parametrii specifici mediului ambient (temperatură, umiditate, presiune etc), caracterizarea perfor- manțelor senzorului se face pentru anumite condiții de referință și în urma operației de calibrare.

Calibrarea este operația prin care se aplică la intrarea senzorului, o serie de valori

cunoscute ale măsurândului și se înregistrează valorile corespunzătoare ale mărimii de ieșire.

1.3.5. Principii de funcționare ale senzorilor

După principiul principiul de funcționare senzorii se împart în două categorii:

senzori activi

senzori pasivi

a) Senzori activi (generatori) efectuează transformarea directă a energiei mărimii

de măsurat, într-o energie asociată mărimii de ieșire, de regulă o mărime electrică. Pentru a nu se perturba mărimea de măsurat și a nu afecta exactitatea măsurării, este necesar ca energia necesară formării semnalului de ieșire y(t) preluată chiar de la fenomenul studiat, să fie suficient de mică.

Senzorii activi furnizează un semnal electric, de obicei o tensiune electrică. Acești senzori sunt întâlniți în literatura de specialitate și sub denumirea de senzori generatori sau senzori energetici.

Exemple de senzori generatori sau energetici sunt: senzorii termoelectrici, senzorii de inducție, la care mărimea de intrare este transormată direct într-o tensiune electrică.

Marele avantaj pe care îl prezintă acești senzori, constă în posibilitatea de măsurare directă a mărimii de ieșire cu un mijloc electric de măsurare.

b) Senzori pasivi (parametrici) sunt destinați măsurării unor mărimi, care nu permit

eliberarea energiei de măsurare. Senzorii pasivi prezintă ca mărime de ieșire, o impedanță electrică sau componente ale acesteia: rezistență, capacitate, inductanță.

Senzorii pasivi se mai numesc și senzori parametrici sau modulatori. Pentru formarea semnalului de ieșire în cazul senzorilor parametrici, este necesară folosirea unei surse auxiliare de energie. Ansamblul senzor pasiv – sursă de alimentare crează semnalul electric, ai cărui parametrii (amplitudine, frecvență) sunt dependenți de caracteristicile mărimii de măsurat.

Exemple de senzori parametrici sunt: termorezistențele, fotorezistențele, traductorii capacitivi și inductivi de deplasare etc.

1.3.6. Principii fizice de funcționare ale senzorilor pasivi

Conversia unor mărimi de natură neelectrică în mărimi electrice se bazează pe

legile fizice care reflectă dependența parametrilor electrici ai senzorilor pasivi (rezistență, inductivitate, capacitate) la variația mărimilor neelectrice (lungime, secțiune, constante de material precum: rezistivitatea electrică, permeabilitatea magnetică sau permitivitatea dielectrică).

Senzorii rezistivi se bazează pe variația de către mărimea de măsurat a unuia dintre parametri care determină rezistența electrică R a unui element de circuit.

Variația lungimii senzorilor rezistivi se întâlnește la senzorii potențiometrici de deplasare și la senzorii tensometrici.

Senzorii de deplasare sunt realizați sub formă de potențiometre, liniare sau rotative, realizați dintr-un fir calibrat bobinat pe suport izolant și un cursor care modifică deplasarea.

Variația rezistivității senzorilor rezistivi se întâlnește la construcția termorezistoarelor și termistorilor, a senzorilor foto și piezorezisativi sau unor senzori de umiditate.

Senzori inductivi se bazează pe variația de către mărimea de măsurat a unuia dintre parametric care determină inductivitatea proprie L a unui element sau a inductivităților mutuale a două elemente vecine.

Variația inductivității proprii prin modificarea lungimii și/sau secțiunii circuitului magnetic se întâlnește la senzorii de deplasare sau viteză cu armătură mobilă.

Variația inductivității mutuale prin modificarea ariei secțiunii circuitului magnetic se folosește la construcția senzorilor de deplasare de tip diferențial sau de tip inducto

Variația permeabilității magnetice se întâlnește la senzorii de proximitate și la senzorii de tip

presductor, bazați pe efectul magnetoelastic, la care permeabilitatea se modifică sub acțiunea efortului.

Senzorii capacitivi se bazează pe variația de către mărimea de măsurat a unuia dintre parametrii care determină capacitatea unui condensator.

Variația secțiunii armăturilor sau a distanței dintre armături se folosește la construcția senzorilor de deplasare.

Variația permitivității se întâlnește la construcția senzorilor de proximitate sau de umiditate.

CAPITOLUL 2

2.1 Mijloace pentru controlul roților și angrenajelor cu roți dințate

Caracterizându-se printr-un profil complex al danturii și prin condiții funcționale specifice, controlul roților dințate este un proces foarte important, relativ complicat și destul de costisitor. În funcție de tipul roților și angrenajului de clasă de precizie prescrisă, ca și de felul indicilor de precizie care trebuie să fie determinați, controlul se execută cu mijloace mai precise sau mai puțin precise și se poate face fie diferențiat, adică pentru fiecare element dimensional sau indice de precizie în parte, fie complex, respectiv în angrenare cu o roată dințată etalon sau cu o roată dințată conjugată. Controlul diferențiat se execută atât pe parcursul desfășurării procesului de prelucrare ca un control interoperațional (după operații mai importante), cât și în cadrul controlului final când se controlează de obicei numai indicii de precizie indicați în STAS. Controlul complex se execută, aproape exculsiv în cadrul controlului final de secție, unde se face și o apreciere globală a calității funcționale a roții și angrenajului.

Se recomandă ca măsurarea și controlul roților să se facă în condiții cât mai apropiate de cele de exploatare, folosind ca bază de măsurare alezajul din butucul roții sau alte baze constructive de prelucrare care sunt în același timp și baze de funcționare. Acest lucru este posibil numai în cazul roților dințate cu diametru până al aproximativ 400 mm și în cazul cremalierelor, pentru controlul cărora se por folosi aparate staționare. În cazul roților cu diametre mari și module mari, controlul se poate face mai ales cu ajutorul aparatelor portabile, ceea ce duce la folosirea altor baze de măsurare decât cele de prelucrare și funcționale.

Se vor prezenta în cele ce urmează câteva dintre principalele metode și mijloace pentru controlul roților și angrenajelor cu roți dințate.

Controlul aspectului exterior al roților dințate și depistarea unor defecte grosolane de genul fisurilor, bavurilor, etc. se face vizual cu ochiul liber sau prin examinarea suprafețelor cu ajutorul lupelor cu grosimetrul până la 5x.

Diametrul și forma geometrică a alezajului din butucul roții se controlează cu ajutorul unor mijloace universale cum ar fi: comparatorul de interior, optimetrul orizontal etc. în producție individuală și de serie mică sau cu ajutorul calibrelor limitative în producție de serie mare.

Diametrul vârfurilor dinților (diametrul exterior al roții) și lățimea roților (lungimea dinților) se măsoară fie cu ajutorul mijloacelor universale de precizie relativ mică exemplu șublerele și micrometrele în producție de serie mică, fie cu ajutorul calibrelor limitative în producție de serie mare.

Dintre indicii de precizie prezentați anterior, eroarea cinematică și eroarea ciclică ce reprezintă media amplitudinilor oscilațiilor erorii cinematice în limitele unei rotații complecte ale roții se pot determina cu ajutorul aparatului prezentat în figura 1:6

Fig.1.6

Funcționarea aparatului:

Pe axele 3 și 4 cu distanța dintre ele reglabilă sunt montate cadranul gradat 10, discul de fricțiune 5, rota care verifică 1, respectiv discul de fricțiune 6 și acul indicator 8. Rota etalon 2, care angrenează cu roata 1, este montată pe axul tubular 11, cu care se rotește liber pe axul 4. Aceeași roată etalon 2, poartă sectorul gradat 7. Discurile de fricțiune 6 și 7 trebuie să aibă diametre egale cu diametrele de divizare Dd1 și Dd2 ale roții de controlat 1 și respectiv roții de etalon 2, iar aceasta să aibă același număr de dinți. Reglarea aparatului se face aducând sectorul gradat 7 astfel ca acul indicator 8 să se găsească în dreptul reperului din mijloc . În același timp se marchează reperul de pe cadranul 10 care se află în dreptul indicelui fix 9. Urmează rotirea cu 360 0 manuală sau mecanică a roții 1 frânând ușor roata etalon 2 pentru ca angrenarea să aibă loc pe un singur flanc. Diferența dintre unghiul de rotire a roții care se verifică 1 și unghiul de rotire al roții etalon se citește pe sectorul gradat 7 în funcție de poziția acului indicator 8. La controlul în producția de serie pe sectorul gradat 7 se montează doi indici de toleranță față de care se urmărește poziția acului 8.

Instalațiile mai noi pentru controlul erorii cinematice și a erorii ciclice sunt prevăzute cu mecanisme de înregistrare a erorii sub formă de diagramă.

Bătaia radială, un alt indice de precizie se măsoară cu ajutorul unor aparate speciale sau cu ajutorul unor aparate universale pentru controlul roților dințate.

În figura 1.7. de mai jos este prezentat un aparat special ce măsoară bătaia radială.

Fig.1.7.

Acest aparat se reglează al zero cu un dorn de un anumit diametru (ddorn) și cu o cală sau un bloc de cale cu dimensiunea L. Palpatorul de contact poate avea diferite forma. Măsurarea se face pe tot conturul roții (pe toți dinții sau toate golurile dintre dinți). Bătaia radială este egală cu diferența roții (pe toți dinții sau toate golurile dintre dinți). Bătaia radială este egală cu diferența dintre indicațiile limită ale comparatorului.

Lungimea peste dinți se poate măsura cu ajutorul: șublerului de exterior (cu precizia de 0,02 mm), micrometrul obișnuit cu talere, micrometrul cu pârghie și talere, dispozitivelor cu comparator după schema prezentată în figura 1.8.

Schema de măsurare:

Fig.1.8.

După cum se observă din schema de măsurare, lungimea peste dinți este normala comună la două flancuri antiomoloage, peste un număr n de dinți în funcție de numărul z de dinți al roții care se verifică. Această normală comună este tangentă la cercul de bază. Numărul n de dinți peste care se măsoară cota Ln este calculat astfel încât punctele de contact ale talerelor aparatului cu flancurile dinților să se găsească cât mai aproape de cercul de divizare unde profilul are cele mai mici abateri. După determinarea valorii nominale a lungimii Ln și măsurare valorii efective Lnefi pentru dinții roții se calculează abaterile efective ale lungimii peste din pentru dinții roții se calculează abaterile efective ale lungimii peste dinți:

Ln = Lnefi – Lnnom (1.6.)

Variația distanței (cotei) este diferența dintre valorile efective limită sau abaterile efective limită ale lungimii (cotei) peste dinți, se compară cu toleranța prescrisă TLn.

Deplasarea suplimentară a profilului dintelui x se poate măsura fie indirect, prin calculul pe baza măsurării lungimii (cotei) peste dinți sau prin măsurarea grosimii dintelui, fie direct în raport cu axa roții sau în raport cu cercul exterior. În primul caz abaterea deplasării suplimentare a profilului Axs se calculează cu relația:

(1.7.)

unde:

VLn – este variația distanței peste dinți în mm;

d – ete unghiul de angrenare.

Eroarea formei profilului Efp se poate controla cu ajutorul evolventmetrelor, al șabloanelor, al proiectului de profile și chiar al microscopului universal de măsurare.

Evolventmetrele sunt de două feluri: cu discuri schimbabile și universale. Evolventmetrele universale pot fi din punct de vedere constructiv de mai multe tipuri: cu disc și pârghie, cu disc și pană, cu camă și pârghie.

În figura 1.9. de mai jos e prezentată schema evolventmetrului universal cu camă și pârghie:

Fig.1.9.

Funcționarea aparatului:

Roata care se verifică 2 și cama 1 sunt fixate pe același ax 3 și se pot roti simultan. Prin rotirea lor, cama 1 apasă asupra plăcuței 10 și imprimă culisei 9 o mișcare rectilinie proporțională cu unghiul de rotație al axului 3 și roții 2. Mișcarea se transmite mai departe prin pârghia cu brațe neegale 8, la căruciorul 6, pe care se află pârghia oscilantă 4 și comparatorul 5. Prin contactul cu flancul dintelui de la bază spre vârf (sau invers) pârghia 4 transmite în prealabil abaterile profilului la comparatorul 5.

Poziția căruciorului 6 se reglează în prealabil ( prin deplasarea pe rola 7 spre sau dinspre axul 3) la o distanță a de centrul de rotație al pârghiei 8 prin care viteza de deplasarea lui este egală cu viteza de rotație a cercului de bază al roții 2.

Șabloanele de formă cu ajutorul cărora se poate face o verificare rapidă și comodă se folosesc în producția de serie mare și de masă și se execută din tablă de oțel (fig.2.5). În funcție de condiții și necesități, cu șabloanele se verifică profilul integral al golului dintre dinți, profilul integral al dintelui sau numai profilul unui flanc (dreapta sau stânga) al dintelui. Întrucât nu permit decât o apreciere aproximativă a formei profilului, șabloanele se folosesc mai mult la verificare roților dințate cu module mari și de precizie nu prea înaltă.

Controlul profilelor dinților se face cu ajutorul proiectorului de profile, de regulă pentru roți cu modul mic.

Roata de verificat se așează pe masa aparatului și poziția ei se reglează prin deplasarea și rotirea mesei în planul orizontal, până când imaginea proiectată a conturului roții se suprapune cu profilul teoretic desenat la scară pe o foaie de calc. Abaterile profilului se determină pe baza citirii indicațiilor micrometrelor de deplasare a mesei sau chiar prin măsurarea direct pe ecran a necoincidenței profilului și împărțirea valorii respective la scara de mărime.

Fig.1.10

În cazul utilizării microscopului universal se măsoară mai întâi coordonatele mai multor puncte de pe flancul dintelui, iar apoi pe baza acestora se desenează al o scara mărită (după caz 2:1 sau 5:1) profilul real al flancului. Pe același desen se trasează evolventele teoretice care încadrează profilul real, apoi măsurarea pe normală a distanței dintre cele două evolvente se determină valoarea erorii formei profilului.

Jocul dintre flancurile neactive ( j ) se poate măsura conform schemei din figura 1.11.

Roțile pereche se montează și angrenează în condiții apropiate celor din exploatare. Un palpator articulat sau chiar direct palpatorul unui comparator se aduce în contact cu flancul dintelui roții, iar cealaltă rotă se blochează. Primei roți i se imprimă o mișcare de rotație într-un sens și în celălalt. Diferența dintre indicațiile limită ale comparatorului reprezintă jocul dintre flancurile a doi dinți. Operația se repetă al toți dinții pentru a determina jmax și jmin.

Fig.1.11

2.2 Descrierea și funcționarea standului proiectat.

2.1.1. Descrierea standului

Sistemul proiectat este un sistem mecanic, mecatronizat care are în componență urmatoarele elemente:

Două roți zimțate, fixate pe axe conductoare, în bucșe diferite, vom nota cu:

A – partea activă, fixă.

P – partea pasivă, mobilă.

Un motor electric monofazat 0.75W.

Un senzor de rotație inductiv.

Un senzor laser de distanță.

Două decodoare digitale pentru cei doi senzori.

Doua roți zimțate unghiulare, conductoare.

Bridă de ghidare.

Potențiometru pentru relglarea turației.

2.1.2. Funcționarea standului.

În momentul punerii în funcțiune, curentul electric trece printr-un potențiometru ce condiționează rotațiile motorului electric care, prin roțile dințate unghiulare de transmisie pune în funcțiune axul conductor al roții dintate “A” (din bucșa fixă), axul fiind monitorizat de senzorul de rotații care la rândul lui transmite impulsuri decodorului de pe panoul de control, care pe baza impulsurilor calculează și afișează rotațiile.

Datorită ciocnirilor dintre dinții celor două roți dințate, “A” și “P” se face atât o transmisie de forțe cât și de moment. Aceste forțe mobilizează bucșa “P” din brida de ghidare, bucșă mobilă prevazută cu bile pe ambele parți a placii de translație, care se deplasează pe un singur ax. Brida de ghidare e prevazută cu arcuri pe partea exterioara a celor doua parti pentru repoziționarea inițială a bucșei “P”.

Al doilea senzor este de o precizie mare, de numarul micrometrului, funcționează pe baza impulsurilor laser, una dintre cele doua LED-uri fiind emițătorul iar al doilea, receptorul. Senzorul trimite răspunsul impulsurilor spre celălalt decodor, care funcționează pe aceeasi bază ca primul decodor, calculează impulsurile receptate intr-un anumit timp și afișează distanța marginii bucșei “P” față de senzor.

CAPITOLUL 3

BREVIAR DE CALCUL TEHNOLOGIC

3.1. Alegerea materialului și a semifabricatului

Pentru elaborarea piesei finite – arborele de ieșire al variatorului – vom alege ca semifabricat un oțel calibrat STAS-1800-80 cu următoarele dimensiuni

– dimetrul d=40mm

Ținând seama de rolul funcțional și de proprietățile mecanice pe care trebuie să le îndeplinească , se alege un oțel de carbon OLC 45 , STAS 880-80 , care prezintă următoarele caracteristici mecanice – tabelul 1 – și chimice – tabelul 2

Tabelul 1

Tabelul 2

Alegerea semifabricatului din bara calibrată se face pe considerente economice realizându-se un consum minim de material și un preț de cost cât mai scăzut .

3.2. Stabilirea itinerariului tehnologic

Pentru stabilirea itinerariului tehnologic vom avea în vedere succesiunea logică și cronologică a tuturor operațiilor și fazelor necesare în vederea realizării piesei în condițiile tehnice cerute de documentația desenată .

Prin analiza formei piesei vom obține operațiile care trebuie aplicate , iar prin analiza rugozității se completează operațiile anterioare .

Trebuie să se respecte neaparat toleranțele impuse și tratamentul termic indicat .

Având în vedere forma piesei și a solicitărilior la care este impusă , este necesar să se respecte întocmai tratamentul termic impus . Tratamentul termic ales se va indica pe desenul de execuție în cadrul condițiilor tehnice impuse .

3.3. Stabilirea adaosurilor de prelucrare

Diametrul exterior maxim al piesei este , iar diametrul extern minim este .

Vom calcula adaosul de prelucrare pentru aceste două suprafețe și pentru dimensiunile intermediare .

CALCULUL ADAOSULUI DE PRELUCRARE PENTRU

Pentru obținerea diametrului exterior al semifabricatului vom calcula adaosul de prelucrare care se obține prin efectuarea următoarelor operații

– strunjire de degroșare

– strunjire de finisare .

În vederea calculării adaosului de prelucrare , ordinea de calcul pentru operația inversă . Suprafața de prelucrat fiind simetrică , calculul se va efectua cu ajutorul relației :

2Ac=Tp +2(Rzp-Sp )+2 / 6 / pag.201 / 3.14 /

în care :

Ac = adaosul de prelucrare pe o parte pentru faza considerată

Rzp= înălțimii medie a neregularităților la faza precedentă

Sp = adâncimea stratului superficial degradat la faza precedentă

p= suma vectorială a abaterilor spațiale rezultate în urma prelucrării la faza precedentă

c = suma vectorială a erorilor de bazare și de fixare la faza considerată

Tp= toleranța la faza precedentă .

A. OPERAȚIA DE STRUNJIRE ȘI DE FINISARE

Pentru operația de finisare operația precedentă este operația de degroșare . Vom nota cu indicii :

c – finisarea

p – degroșarea

dc max= 36,300mm

dc min= 36,300mm

Valorile Rzp , Sp se determină din / 6 / pag.220 / tab.4.10 /

Rzp = 3,2m

Sp = 20m

p= c =2clc / 6 / pag.220 / tab.4.10 /

în care :

c = curbarea specifică în um /mm / 6 / pag.219 / tab.4.7 /

lc = distanța de la secțiunea de prelucrat pentru care se determină curbarea până la capătul cel mai apropiat

lc = 0,5L

în care :

L – lungimea totală a piesei

L = 170mm

p =2clc = 2 1,3 0,5 170 =78m

Înlocuind în relația /3.1/ obținem :

2Ac min = 2(Rzp+ Sp + p)

2Ac min = 2(32+ 20 + 78) = 260m

2Ac nom = 2Ac min + Tp

în care :

Tp=162m

2Ac nom = 260 + 162 =422m

2Ac nom = 422m

Dimensiunile maxime după operația de degroșare sunt :

dp max = dc max + 2Ac nom = 36,300 + 0,422 =36,722mm

dp min = dc max – Tp = 36,722 – 0,162 =36,560mm

Deci operația de strunjire de degroșare se va realiza la cota :

OPERAȚIA DE DEGROȘARE

Pentru operația de degroșare precedentă este calibrarea . Vom nota cu indicii :

– c – degroșarea ,

– p -calibrarea .

dc max = 36,722mm

dc min = 36,560mm

Folosind relația anterioare obținem :

2Ac min = 2(Rzp+ Sp + p)

Rzp = 63m ; Sp = 60m / 6 / pag.217 / tab.4.5 /

p =78m

2Ac min = 2(Rzp+ Sp + p) + 2 63 + 60 + 78 = 402m

Din tabelul 4.1. pagina 214 obținem valorile abaterilor superioare și inferioare pentru oțelul calibrat .

As = 0m

Ai = -0,160m / 6 / pag.214 / tab.4.1 /

Deci adaosul de prelucrare nominal va fi :

2Ac nom= 2Ac min+Ai= 402 + -106= 562m = 0,560m

Caculând dimensiunea nominală a barei calibrare :

dnom = d c max + 2Ac nom

dnom = d c max + 2Ac nom

dnom = 36,722 + 0,562 = 37,282mm

Din STAS 1800-77 se alege diametrul exterior al semifabricatului :

Dext = 40mm

Se va recalcula adaosul de prelucrare nominal pentru operația de degroșare :

2Ac nom= Dext – dnom

2Ac nom= 40 – 37,282 =2,718mm .

CALCULUL ADAOSULUI DE PRELUCRARE PENTRU

Pentru obținerea acestei suprafețe se aplică următoarele operații :

– strunjire de degroșare ;

– strunjire de finisare ;

– tratament termic ;

– rectificare .

Pentru calculul adaosului de prelucrare se consideră a lua operațiile în ordine inversă

OPERAȚIILE DE RECTIFARE

Pentru calcule se vor folosi relațiile de mai sus, parametri având semnificații identice .Pentru operația de rectificare operația precedentă este finisarea . Vom nota cu indicii: – c – rectificare

– p – finisare

dc max = 30,015mm

dc min = 30,002mm

Valorile lui Rzp,Sp se determină în funcție de clasa de precizie adoptată pentru finisare .

Rzp = 16m / 6 / pag.221 / tab.4.10 /

Sp = 0m – după tratamentul de călire se exxclude din calcul .

Din relația / 3.2 / cu următoarele valori obținem :

L=113mm

p =149m

Înlocuind în relația / 3.1 / obținem :

2Ac min = 2(Rzp+ Sp + p) = 2(16+ 0 + 146,9) =325,8m

Toleranța pentru operația precedentă este :

Tp=84m / 6 / pag.170 / tab.2.15 /

Deci adaosul de prelucrare nominal va fi calculată cu relația :

2Ac nom = 2Ac min+ Tp=325,8 + 84 =419,8m

Diametrul maxim după opreția de finisare , înaintea rectificării este :

dp max = d c max + 2Ac nom = 30,015 + 0,149 = 30,534mm

dp min = d c max – Tp= 30,534 – 0,084 = 30,450mm

Deci operația de strujire de finisare se va realiza la cota :

OPERAȚIILE DE FINISARE

Operația precedentă pentru operatia de finisare este operația de strunjire de degroșare . Vom nota cu indicii :

– c – finisare

– p – degroșarea

d c max = 30,534mm

d c min = 30,450mm

Folosind valorile :

Rzp = 32m , Sp = 20m / 6 / pag.220 / tab.4.10 /

L = 113mm

p =146,9m

2Ac nom = 2Ac nom+ Tp= 397,8 + 130 = 527,8m

Toleranța pentru operația precedentă finisării pentru clasa de precizie II este :

Tp=130m / 6 / pag.170 / tab.2.15 /

2Ac nom = 2Ac nom+ Tp= 208 + 130 = 338m

Dimensiunile maxime după operația de degroșare adică adică înaintea finisării sunt :

dp max = dc max + 2Ac nom = 30,534 + 0,527 = 31,061mm

dp min = dc max – Tp = 31,061 – 0,130 = 30,931mm

Deci operația de strunjire d e degroșare se va realiza la cota :

C . OPERAȚIA DE DEGROȘARE

Pentru operația de degroșare , operația precedentă este calibrarea . Vom nota cu indicii : -c-degroșarea

-p-calibrarea

dc max = 31,061mm

dc min = 30,921mm

dc nom se obție prin rotunjirea lui dc max

dc nom = 31,1mm

Adaosul nominal pentru strunjirea de degroșare se determină prin diferența dintre diametrul barei calibrate și diametrul suprafeței strunjite .

2Ac nom = 40 – 31,1 = 338mm

CALCULUL ADAOSULUI DE PRELUCRARE PENTRU

Pentru obținerea suprafeței cu acest diametru se aplică următoarele operații :

-strunjire de degroșare

-strunjire de finisare

-tratament termic

Pentru calculul adaosurilor de prelucrare se procedează în ordine inversă

A . OPERAȚIA DE FINISARE

Suprafața de prelucrare fiind simetrică ,calculul se efectuează similar.

Operația precedentă este operația de strunjire, de degroșare. Se notează cu indicii :

-c-finisarea

-p-degroșare

dc max = 20mm

dc min = 19,987mm

Adoptând: Rzp = 32m , Sp = 20m 6 / pag.220 / tab.4.10 /

L = 40mm

Înlocuind în relație obținem :

2Ac nom = 2(Rzp + Sp +p )= 2(32 + 20 – 50) = 208m

Toleranța pentru operația precedentă finisării pentru clasa de precizie II este :

Tp=130m / 6 / pag.170 / tab.2.15

2Ac nom = 2Ac nom+ Tp= 208 + 130 = 338m

Dimensiunile maxime după operația de degroșare adică adică înaintea finisării sunt :

dp max = dc max + 2Ac nom = 20 + 0,338 = 20,338mm

dp min = dc max – Tp = 20,338 – 0,130 = 20,208mm

Deci operația de strunjire de degroșare se va realiza la cota :

OPERAȚIA DE STRUNJIRE DE DEGROȘARE

Pentru operația de degroșare operația precedentă este operația de degroșare la cota nominală : 37,28mm .

Notăm cu indicii :

-c- degroșare la cota 20mm

-p- degroșare la cota 37,28mm

dc max = 20,338 mm

dc min = 20,208mm

dc nom se obține prin rotunjirea lui dc max

dc nom = 20,5 mm

Adaosul nominal pentru strunjire de degroșare se obține prin diferența dintre diametrul obținut după degroșare la cota 31 , și diametrul suprafeței .

2Ac nom = 37,28 – 20,5 = 16,78mm

CALCULUL ADAOSULUI DE PRELUCRARE PENTRU

Adaosul nominal de strunjire pentru această suprafață se determină prin diferența dintre diametrul nominal 31,1 și diametrul suprafeței strunjite .

2 = 31,1 – 20 = 11,1mm

CALCULUL ADAOSULUI DE PRELUCRARE PENTRU

Pentru obținerea suprafeței cu acest diametru se aplică următoarele operații :

-strunjire de degroșare

-strunjire de finisare

-tratament termic

Pentru calculul adaosului de prelucrare se consideră a lua operațiile în ordine inversă.

OPERAȚIA DE FINISARE

Operația precedentă este strunjirea de degroșare .

Vom nota cu indicii : -c-finisarea

-p-degroșarea

dc max = 16mm

dc min = 25mm

Adoptând: Rzp = 32m , Sp = 20m / 6 / pag.220 / tab.4.10 /

L = 40mm

Înlocuind în relația / 4.1./ obținem :

2Ac nom = 2(Rzp + Sp +p )= 2(32 + 20 +32,5) = 169m

Toleranța pentru operația precedentă finisării pentru clasa de precizie II este :

Tp=110m / 6 / pag.170 / tab.2.15 /

2Ac nom = 2Ac min+ Tp= 169 + 110 = 279m

Dimensiunile maxime după operația de degroșare adică adică înaintea finisării sunt :

dp max = dc max + 2Ac nom = 16 + 0,279 = 16,279mm

dp min = dc max – Tp =16,279 – 0,110 = 16,169mm

Deci operația de strunjire de degroșare se va realiza la cota :

OPERAȚIA DE DEGROȘARE

Pentru operația de degroșare , operația precedentă este operația de strunjire de degroșare la cota cu cota nominală 20,1mm.

Notăm cu indicii : -c- degroșarea la cota 16mm.

-p-degroșarea la cota 20,1mm.

dc max = 16,279 mm

dc min = 16,169mm

dc nom se obține prin rotunjirea lui dc max

dc nom = 16,5 mm

Adaosul nominal pentru strunjire de degroșare se obține prin diferența dintre diametrul obținut după degroșare la cota 20,1 și diametrul suprafeței .

2Ac nom = 20,1 – 16,5 = 3,6mm

CALCULUL ADAOSULUI DE PRELUCRARE PENTRU SUPRAFEȚE FRONTALE

Deoarece prelucrarea suprafețelor frontale se realizează succesiv , adaosului de prelucrare este asimetric și se calculează cu relația :

Ac nom = Rzp + Sp + p + c / 6 / pag.192 /

Ac nom = Ac min+ Tp / 6 / pag.201 /

Pentru obținerea suprafeței frontale se necesită următoarele operații :

-debitare

-strunjire de degroșare

CALCULUL ADAOSULUI DE PRELUCRARE PENTRU DEGROȘARE

Operația precedentă operației de strunjire de degroșare este debitarea care se face cu fierăstrăul alternativ . În funcție de modul de debitare avem :

Rzp + Sp = 200m / 6 / pag.221 / tab.4.11 /

p = 0,01D = 0,01 40 = 0,4mm

c = 0

Ac min = Rzp + Sp + p = 0,2 + 0,4 = 0,6m

Toleranța pentru operația debitare cu fierăstrăul alternativ este :

Tp=1000m / 6 / pag.170 / tab.2.15

Calculul adaosului de prelucrare nominal este dat de relația

Ac nom = Ac min+ Tp = 0,6 + 1,00 = 1,6mm

Abaterile limită la lungimea de debitare sunt 0,5mm.

Lungimea nominală pentru debitare este :

Lnom = L + Ac nmo = 170 + 2 1,6 = 173,2mm

Această valoare se rotunjește la :

Lnom = 174mm

La debitare se va respecta cota 1740,5mm.

Valoarea reală – recalculată – a adaosului nominal este :

2Ac nom = 174 – 170 = 4mm

Ac nom = = 2mm

3.4. Alegerea mașinilor unelte și a S.D.V.-urilor

ALEGEREA MAȘINILOR UNELTE

Pentru operațiile necesare realizării piesei finite , vom avea nevoie de următoarele mașini unelte :

-pentru operația de debitare , vom folosi fierăstrăul alternativ F.M.A. 250

-pentru operațiile de strunjire , vom folosi strungul S.N.A. 400

Caracteristicile tehnice ale strungului sunt date în tabelul 3.

Tabelul 3

Pentru operația de rectificare se folosește mașina de rectificat universal RU 330

Caracteristicile tehnice ale mașinii de rectificat sunt date în tabelul 4 .

Tabelul 4

ALEGEREA S.D.V. -URILOR

Alegerea sculelor s-a făcut în funcție de operațiile pe care trebuie să le efectuăm pentru obținerea piesei finite :

-pânză de fierăstrău

-cuțit frontal cu tăiș din oțel rapid STAS 358-80 execuție monobloc

h x b=32 x 20

-cuțit drept pentru degroșat exterior STAS 6376-80:

H=70

H5=20

h x b =20 x 20

Plăcuță de carburi metalice conform STAS 6373-80:

t=10mm

r=6mm

l=16mm

-cuțit drept pentru finisat exterior STAS 6378-80:

H=50

H5=50

h x b =20 x 12

Plăcuță de carburi metalice conform STAS 6373-80:

t=14mm

r=6mm

l=3,5mm

-disc abraziv E 45 MC pentru rectificare exterioară :

D=100mm

B=10mm

-freză cilindrico-frontală STAS 16841 – 75

3.5. Determinarea regimurilor de așchiere

Elementele componente ale regimurilor de așchiere sunt :

a. t – adâncimea de așchiere ; care este definită ca mărimea tăișului principal aflat în contact cu piesa de prelucrat , măsurată perpendicular pe planul de lucru .

b. v – viteza de așchiere ; care este definită ca viteza la un moment dat , în direcția mișcării de așchiere , a unui punct de așchiere considerat pe tăișul sculei .

c. s – avansul ; care este determinat de obicei în mm le o rotație a piesei sau sculei .

DETERMINAREA REGIMURILOR DE AȘCHIERE LA STRUNJIRE

Pentru adaosuri simetrice , adâncimea de așchiere “t” se va calcula cu relația :

t = mm / 6 / pag.340 / rel.10.3 /

Pentru adaosuri de prelucrare asimetrice , adaosul de așchiere se calcula cu relația :

t = Ap mm / 6 / pag.340 / rel.3.40 /

în care :

Ap – adaosul de prelucrare pentru prelucrarea curentă .

Valorile avansurilor pentru diferite tipuri de strunjiri sunt date în tabelele: 10.7…10.14 , pag. 341 … 346 . Avansul pentru strunjiri astfel alese vor trebui verificate . Alegerea avansului se face astfel încât avansul să fie mai mic decât avansul calculat :

-din punct de vedere al rezistenței corpului cuțitului cu relația :

s = mm / 6 / pag.348 / rel.10.8 /

în care :

b – lățimea secțiunii cuțitului în mm ;

h – înălțimea secțiunii cuțitului în mm ;

L – lungimea în consolă a cuțitului în mm ;

Rai – efortul unitar admisibil la încovoiere al materialuluidin care este confecționat corpul cuțitului în Nmm2 ;

C4 – coeficient în funcție de materialul de prelucrat și de materialul sculei ;

x1 , y1 – exponenții adâncimii și avansului de așchiere ;

n1 – exponentul durității materialului de prelucrat

HB – duritatea materialului de prelucrat ;

-din punct de vedere al rezistenței plăcuței din carburi metalice cu ajutorul formulei :

s = mm / rot / 6 / pag.347 /

în care :

C – grosimea plăcuței din carburi metalice în mm ;

Rm – rezistența la tracțiune a materialului de prelucrat în daNmm2 ;

xs=0,7

-pentru operația de degroșare , avansul se verifică cu aceste două relații .

Avansul ales pentru strunjirea de finisare se verifică la :

-calitatea prescrisă a suprafeței prelucrate .

Valoarea avansului în funcție de rigurozitatea suprafeței prescrise , se determină cu formula :

s = mm / rot rot / 6 / pag.347 /

în care :

CSR – este un coeficient ce depinde de unghiul de atac principal ;

e5 , e6 – exponent al rigurozității și al razi de racordare la vârf a sculei ;

Ra – rugozitatea în mm ;

r – raza la vârf în mm ;

Pentru calculul vitezei de așchiere , în cazul strunjirii longitudinale vom folosi relația :v =

în care :

Cv – coeficient care depinde de caracteristicile materilului care se prelucrează și a materialului sculei așchietoare ;

T – durabilitatea sculei așchietoare în minute ;

m – exponentul durabilității ;

t – adâncimea de așchiere în mm ;

s – avansul de așchiere în rot min ;

n – exponentul durității materialului supus prelucrării ;

HB – duritea materialului de prelucratîn unități Brinnel ;

xv , yv – exponențiiadâncimii de așchiere , avansului ;

k1…k9 – coeficienți ale căror valori sunt date de următoarele relații ;

-prin coeficientul k1 se ține seama de influența secțiunii transversală a cuțitului ;

k1 = / 6 / pag.360 / tab.10.30 /

-prin coeficientul k2 se ține seama de influența unghiului de atac principal ;

k2 = / 6 / pag.360 / tab.10.31 /

-prin coeficientul k3 se ține seama de influența unghiului tăișului secundar ;

k3 = / 6 / pag.361 / rel.10.32 /

-prin coeficientul k4 se ține seama de influența razei de racordare a vârfului cuțitului;

k4= / 6 / pag.361 / rel.10.33 /

-prin coeficientul k5 se ține seama de influența materialului din care este confecționată partea așchietoare a sculei conform 6pag. 362tab. 10.31.

-prin coeficientul k6 se ține seama de materialul de prelucrat conform 6pag. 362tab. 10.32.

-prin coeficientul k7 se ține seama de modul de obținere a semifabricatului conform 6pag. 363tab. 10.31.

-prin coeficientul k8 se ține seama de starea stratului superficial al semifabricatului conform 6pag. 363tab. 10.35.

-prin coeficientul k9 se ține seama de forma suprafeței de degajare conform 6pag. 364tab. 10.36.

Verificarea dublului momentului de torsiune admis de mecanismul mișcării principale al mișcării al mașinii unelte se face cu formula :

2M = Nmm / 6 / pag.365 /

în care :

D – diametrul de așchiere în mm ;

Fz – forța principală în N .

Dublul moment de torsiune calculat , nu trebuie să depășească valoarea dublului moment de torsiune ce poate fi realizat la mașina unealtă , care se calculează cu relația :

2M = Nmm / 6 / pag.366 /

în care :

P – puterea motorului mașinii unelte în kW ;

n – turația axului principal în rot min ;

– randamentul mașinii unelte .

CALCULUL REGIMULUI DE AȘCHIERE PENTRU 36

Determinarea regimului de așchiere se va face pentru operațiile de degroșare și de finisare .

OPERAȚIILE DE DEGROȘARE

a . calculul adâncimii de așchiere

t = = = 1,359mm

b . calculul avansului

-pentru adâncimea de așchiere t= 1,359mmși pentru 36mm

s=0,4…0,5mmrot 6pag.341tab.10.7

Se alege :

smu=0,5mmrot

-verificarea avansului din punct de vedere al rezistenței corpului cuțitului

s =

în care :

b=20mm

h=20mm

C4=35,7 6pag. 347tab. 10.15

x1=1 , y1=0,37 6pag. 349tab. 10.21

n1=0,35 6pag. 350tab. 10.22

HB=229

L=30

s =

-verificarea avansului din punct de vedere al rezistenței plăcuței de carburi

s =

în care :

C=8mm

Rm=62daNmm2

xs=0,7

s = = 4,23mm / rot

Deci avansul mașinii unelte ales este mai mic decât avansul calculat.

c . calculul vitezei de așchiere

-în cazul strunjirii longitudinale viteza de așchiere poate fi exprimată

v =

în care :

Cv = 60,8 6pag. 358tab. 10.30

T = 90min 6pag. 358tab. 10.29

n = 1,75 6pag. 361

HB = 229

xv = 0,25 yv=0,66 6pag. 358tab. 10.30

k1 = 0,968

k2 = 0,875

k3 = 0,97

k4 = 1,1

k5=0,7

k6=0,85

k7=1,12

k8=1

k9=1

v =

v=21,58mm min

Calculul turației:

n= rot min

în care :

v=21,58mmmin

D=40mm

n== 171,7 rot min

Alegem turația mașinii unelte :

nMU=175rotmin

Viteza recalculată va fi :

vr= mm/min

vr= = 21,991mm/min

Calculul dublului moment admis cu ajutorul relației:

2M = = N mm

în care :C4=35,7

x1=1 , y1=n1=0,75 6pag. 358tab. 10.33.

2Ma= = 67,92 N mm

Calculul dublului moment dezvolttat de mașină : cu ajutorul relației

2Mt=

în care P=8,1kW

=0,85

n=175rotmin

2Mt = = 671,28N mm

OPERAȚIA DE FINISARE

calculul adâncimii de așchiere

t= 0,211

b.= calculul avansului cu ajutorul relației

s=mm / rot rot

în care :

CSR=0,0909 6pag. 356tab. 10.24

e5=0,487 e6=0,528 6pag. 356tab. 10.24

Ra=1,6m

r=1mm

s=0,0909 1,60,487 10,528 =0,11mmrot

Alegem avansul mașinii unelte estfel încât să fie mai mic decât cel calculat:

sMU=0,10mmrot

calculul vitezei de așchiere cu relația

v =

în care :

-coeficienții Cv , m , n , x1 , y1 , au aceleași valori ca în cazul degroșării ;

k1 = 0,92

k2 = 1

k3 = 0,89

k4 = 0,87

k5=0,7

k6=0,84

k7=1,12

k8=1

k9=1

v =

v=57,86mm min

Calculul turației:

n= == 511,64rot min

vr= = = 59,37mmmin

vr=59,37mmmin

CALCULUL REGIMULUI DE AȘCHIERE PENTRU 30

OPERAȚIA DE DEGROȘARE

calculul adâncimii de așchiere

t= 4,45mm

calculul avansului

-pentru adâncimea de așchiere t=4,45 și pentru diametrul 30 obținem :

s=0,3…0,4mmrot 6pag. 341tab. 10.7

Se alege avansul mașinii unelte :

sMU=0,4mmrot

-verificarea avansului din punct de vedere al rezistenței corpului cuțitului se face cu ajutorul relației următoare folosind aceeași coeficienți ca în cazul degroșării la 36 :

s = = = 0,43

s= 0,43mm/rot

-verificarea avansului din punct de vedere al rezistenței plăcuței de carburi se face cu relația:

s=

Coeficienții C, Rm , au aceeași valoare ca în cazul precedent :

s= = 2,96mmrot

s=2,96mmrot

Deci avansul mașinii unelte ales este mai mic decât avansul calculat .

calculul vitezei de așchiere : se exprimă cu relația

v= =

=

v=18,71mmrot

Calculul relației se exprimă cu relația:

n= == 148,90rot min

n=148,90rotmin

Alegem turația mașinii unelte :

nMU=150rotmin

Viteza recalculată va fi calculată cu relația

vr= == 18,84rot min

vr=18,84mmrot

Calculul dublului moment admis cu ajutorul relației:

2Ma=

Coeficienții C4 , x1 , y1 , n1 , HB , au aceeași valoare ca în cazul precedent fiindcă se folosesc aceleași scule :

2Ma=

2Ma= = 188,15 N mm

2Ma=188,15 N mm

Calculul dublului moment dezvoltat de mașină folosind relația

2Mt= = = 895,05 N mm

2Ma=895,05 N mm .

Coeficienții C4 , x1 , y1 , n1 , HB , au aceeași valoare ca în cazul precedent fiindcă se folosesc aceleași scule :

2Ma=

2Ma= = 188,15 N mm

2Ma=188,15 N mm

Calculul dublului moment dezvoltat de mașină folosind

2Mt= = = 895,05 N mm

2Ma=895,05 N mm .

B. OPERAȚIA DE FINISARE

calculul adâncimii de așchiere :

t= =0,263mm

calculul avansului cu ajutorul relației.

s=0,0909 1,60,487 10,528 =0,11mmrot

Alegem avansul mașinii astfel încât să fie mai mică decât avansul calculat:

sMU=0,10mmrot

calculul vitezei de așchiere cu relația.

v==

=

v=54,77mmmin

Calculul turației se face cu relația

n==581,12 rotmin

n=581,12 rotmin

Viteza recalculată se calculează folosind relația

vr=

Se alege turația mașinii unelte :

nMU=600rotmin

vr= =56,54mmmin

vr=56,54mmmin

.CALCULUL REGIMULUI DE AȘCHIERE PENTRU 20

OPERAȚIA DE DEGROȘARE

calculul adaosului de așchiere

t= =5,55mm

calculul avansului

-pentru adâncimea de așchiere t=5,55mm și pentru diametrul 20 mm obținem :

s=0,3…0,4mmrot 6pag. 341tab.10.7

Se alege avansul mașinii unelte :

Smu=0,4mmrot

-verificarea avansului din punct de vedere al rezistenței corpului cuțitului se face cu ajutorul relației.

s= = 0,43mm/rot

s=0,43mmrot

Verificarea avansului din punct de vedere al rezistenței plăcuței de carburi cu relația.

s=2,77mmrot

s=2,77mmrot

Deci avansul mașinii unelte ales este mai mic decât avansul calculat .

calculul vitezei de așchiere

-se folosește relația

v==

=

v=17,70mmmin

Calculul turației se face cu relația

n==181,22 rotmin

n=181,12 rotmin

Viteza recalculată se calculează folosind relația

vr=

Se alege turația mașinii unelte :

nMU=185rotmin

vr= ==19,54mmmin

vr=19,54mmmin

Calculul dublului moment cu relația :

n=181,22rotmin

Alegem turația mașinii unelte :

nMU=185rotmin.

Viteza recalculată se exprimă cu relația

vr=19,54mmmin

Calculul dublului moment admis cu relația:

2Ma= = = 182,44 N mm

2Ma=182,44 N mm

Calculul dublului moment dezvoltat de mașina unealtă folosind relația:

2Mt= =671,28Nmm

2Mt=671,28

CALCULUL REGIMULUI DE AȘCHIERE PENTRU 20

OPERAȚIA DE DEGROȘARE

calculul adâncimii de așchiere

t= =8,39mm

calculul avansului

-pentru adâncimea de așchiere t=8,39mm și pentru diametrul 20 obținem :

s=0,3…0,7mmrot 6pag.341 tab. 10.7

Se alege avansul mașinii :

sMU=0,4mmrot

-verificarea avansului din punct de vedere al rezistenței corpului cuțitului în cazul degroșării la cota 36 mm :

s= = 0,42mm/rot

s=0,42mmrot

-verificarea avansului din punct de vedere al rezistenței plăcuței de carburi în cazul degroșării la cota 36 mm :

s=2,47mmrot

s=2,47mmrot

Deci avansul mașinii unelte ales este mai mic decât avansul calculat .

calculul vitezei de așchiere

-se folosește relația aceeași relație ca și încazul strunjirii de degroșare 36 mm :

calculul vitezei de așchiere

-se folosește relația.

v==

=

v=19,30mmmin

Calculul turației se face cu relația

n==169,71 rotmin

n=169,71 rotmin

Viteza recalculată se calculează folosind relația

vr=

Se alege turația mașinii unelte :

vr=20,35mmmin

vr= ==20,35mmmin

Calculul dublului moment cu relația:

2Ma= = = 257,3 N mm

2Ma= 257,3 N mm

Calculul dublului moment dezvoltat de mașina unealtă folosind relația

2Mt= =745,87N mm

2Mt=745,87N mm

OPERAȚIA DE FINISARE

calculul adâncimii de așchiere :

t= =0,169mm

calculul avansului cu ajutorul relației.

s=0,0909 1,60,487 10,528 =0,11mmrot

Alegem avansul mașinii astfel încât să fie mai mică decât avansul calculat:

sMU=0,10mmrot

calculul vitezei de așchiere cu relația.

v==

=

v=61,16mmmin

Calculul turației se face cu relația

n==973,50 rotmin

n=973,50 rotmin

Se alege turația mașinii unelte :

nMU=975rotmin .

Viteza recalculată se calculează folosind relația

vr=

vr= =62,83mmmin

.CALCULUL REGIMULUI DE AȘCHIERE PENTRU 16

OPERAȚIA DE DEGROȘARE

calculul adâncimii de așchiere

t= =1,8mm

calculul avansului

-pentru adâncimea de așchiere t=1,8mm și pentru diametrul 1620 obținem :

s=0,3…0,4mmrot 6pag.341 tab. 10.7

Se alege avansul mașinii :

sMU=0,4mmrot

-verificarea avansului din punct de vedere al rezistenței corpului cuțitului:

s= = 1,48mm/rot

s=1,48mm/rot

-verificarea avansului din punct de vedere al rezistenței plăcuței de carburi cu relația:

s=3,89mmrot

s=3,89mm

Deci avansul mașinii unelte ales este mai mic decât avansul calculat .

calculul vitezei de așchiere

-se folosește relația.

v==

=

v=23,46mmmin

Calculul turației se face cu relația 5.9

n==371,57 rotmin

n=371,57 rotmin

Se alege turația mașinii unelte :

vr=380rotmin

Viteza recalculată se calculează folosind relația

vr=

vr= ==23,99mmmin

Calculul dublului moment cu relația

2Ma= = = 38,24N mm

2Ma= 38,24N mm

Calculul dublului moment dezvoltat de mașina unealtă folosind relația:

2Mt= =353,30N mm

2Mt=353,30N mm

OPERAȚIA DE FINISARE

calculul adâncimii de așchiere :

t= =0,139mm

calculul avansului cu ajutorul relației.

s=0,0909 1,60,487 10,528 =0,11mmrot

Alegem avansul mașinii astfel încât să fie mai mică decât avansul calculat:

sMU=0,10mmrot

calculul vitezei de așchiere cu relația.

v==

=

v=64,22mmmin

Calculul turației se face cu relația

n==1269,87 rotmin

n=1269,87 rotmin

Se alege turaia mașinii unelte :

nMU=1300rotmin .

Viteza recalculată se calculează folosind relaia

vr=

vr= =65,75mmmin

vr=65,75mmmin

CALCULUL REGIMULUI DE AȘCHIERE LA STRUNJIRE FRONTALĂ 40

calculul adâncimii de așchiere

t= Ac mm

t=2mm

calculul avansului :

-pentru adâncimea de așchiere t=2mm și pentru 40 mm obținem :

s=0,4…0,5mmrot 6pag.341 tab. 10.7

Se alege avansul mașinii :

sMU=0,5mmrot

-verificarea avansului din punct de vedere al rezistenței corpului cuțitului se face cu ajutorul relației:

în care :

h=32mm

b=20mm

L=1,5h=1,5 32=48mm

C4=35,7 6pag.341 tab. 10.15

x1=1 y1=0,75 6pag.341 tab. 10.21

n1=0,35 6pag.341 tab. 10.22

HB=229

s=4,06mmrot s=

calculul de așchiere vitezei de așchiere

v=

în care :

Cv , m , n , xv , yv , HB , au aceleași valori ca în cazul strunjirii de degroșare

k1= =1,01 6pag.350 rel. 10.30

k2=0,875 6pag.361 rel. 10.31

k3=0,97 6pag.361 rel. 10.32

T=60min 6pag.160 tab. 2.17

k4=1,11 6pag.361 rel. 10.33

k5=0,7 6pag.361 tab. 10.31

k6=0,85 6pag.361 tab. 10.32

k7=1 6pag.361 tab. 10.34

k8=1 6pag.361 tab. 10.35

k9=1 6pag.361 tab. 10.36

înlocuind în relație obținem :

n==164,28 rotmin

n=164,28 rotmin

Se alege turația mașinii unelte :

nMU=180 rot min

Viteza recalculată se calculează cu relația:

vr=

vr= =22,61mmmin

vr=22,61mmmin

Calculul dublului moment admis cu relația

2Ma= = = 79,97N mm

2Ma=79,97 N mm .

Calculul dublului moment dezvoltat de mașina unealtă cu relația

2Mt= =745,87 N mm .

2Mt=745,87 N mm .

DETERMINAREA REGIMULUI DE AȘCHIERE LA RECTIFICARE

calculul adâncimii de așchiere

t= =0,209mm

calculul avansului de trecere

s1= B mmrot 6pag.308 rel. 22.2

în care :

– avansul longitudinal în fracțiuni din lățimea discului abraziv

B – lățimea discului abraziv

=0,6 6pag.308 rel. 22.3

B=10mm

s1=0,610=6mmrot

-determinarea avansului de pătrundere :

st=0,005…0,022mmcursă 6pag.307 rel. 22.1

Alegerea avansului mașinii unelte se va face în funcȚie de diametrul piesei și de viteza avansului principal :

sMU=0,014mmcursă

determinarea vitezei periferice a discului :

v=31,5msec

-determinarea vitezei periferice a piesei :

vp = 6rel.122.4pag.313.

în care :

d – diametrul piesei

T – durabilitatea discului abraziv

=coeficientul de corecție în funcție de durabilitatea discului abraziv

d=30mm

T=33min 6pag.314 rel. 22.10

=1,25 6pag.315 rel. 22.11

=2 6pag.315 rel. 22.12

Înlocuind în relație obținem :

vp = =1,25 2=10,06m/sec 6rel.122.4pag.313.

v=10,06msec

Determinarea forței de așchiere :

Fz=CF vp0,7 s10,7 t0,6 daN 6pag.315 rel. 122.7

în care :

CF= coeficient de corecție al forței care depinde de natura materialului

CF=2,2 6pag.315 rel. 122.9

Fz= 2,2 10,060,7 60,7 0,2090,6 = 15,17daN

Fz=15,17daN

Puterea necesară pentru acționarea mișcării principale :

N= kW 6pag.316 rel. 22.10

N==4,77kW

Calculul turației discului abraziv :

n=

în care :

D – diametrul discului abraziv

D=100mm.

n=6018,05rotmin

n=6018,05rotmin .

CALCULUL REGIMULUI DE AȘCHIERE LA FREZARE CANAL DE PANĂ

Prelucrarea canalelor de pană se face cu freza cilindrico-frontală cu coadă .

determinarea adâncimii de așchiere

t=2,5mm

alegerea avansului pe dinte : se face în funcție de diametrul frezei D și de adâncimea de așchiere t.

Pentru diametrul D=4mm și t=2,5mm am ales :

sd=0,013mmdinte 6pag.551 tab. 14.26

calculul vitezei de așchiere

v =

în care :

D – diametrul frezei

T – durabilitatea economică a frezei

t1 – lungimea de contact dintre tăișul sculei și piesa de prelucrat raportată la o rotație pe minut .

t – adâncimea de așchiere

z – numărul de dinȚi al frezei

D=4mm

T=80min 6pag.545 tab. 14.24

z=4dinți 6pag.556 tab. 14.42

v = =71,48m/min

Determinarea turației sculei :

n=

n==5688,3rot/min

n=5688,3rot/min

Determinarea vitezei de avans :

vf=sd z n 6pag.526 rel. 14.1

vf=0,013 4 5688,3=225,7mmmin

Se alege din gama de turații a mașinii de frezat valoaea turației cea mai apropiată de cea calculată , respectiv din gama de viteze de avans pe minut valoaea cea mai apropiată a avansului .

stabilitatea durabilității economice

-pentru freze cilindrico-frontale se recomandă o durabilite economică de valoare :

Tec=120min 9pag.99 tab. 9.25

verificarea puterii consumate prin așchiere

Ne=4,5N kW 9pag.101 rel. 9.31

în care :

N=0,85 9pag.101 rel. 9.37

Ne=4,5 0,85=3,82kW

Din caracteristicile mașinii se scoate puterea :

NMe=7,5kW

Deci puterea calculată verifică puterea mașinii .

Prelucrarea se poate executa pe mașina de frezat universal FU1 cu următorii parametrii ai regimului de așchiere :

-adâncimea de așchiere t=2,5mm

-avansul de dinte sd=0,013mmdinte

-viteza de avans vt=225,5 mmmin

-turația frezei n=6000rotmin

-viteza de așchiere v=71,48 mmmin

3.6. Norma tehnică de timp

CALCULUL NORMEI TEHNICE DE TIMP LA DEBITARE

Precizări :

-Modul de prindere : manual în menghină

-Timpii ajutători au fost calculați funcție de masa semifabricatului .

NT=

în care :

NT – normă tehnică de timp

Tpi – timp de pregătire, încheiere

Tu – timp util

Tpi=10min 11pag.164 tab. 7.13

Tu=3,5min 11pag.164 tab. 7.13

NT==3,51min

CALCULUL NORMEI DE TIMP LA STRUNJIREA CILINDRICĂ EXTERIOARĂ DE DEGROȘARE LA 36 mm

Norma tehnică de timp se determină cu relația :

NT= 11pag.164 tab. 7.13

în care :

Tpi – timp de pregătire , încheiere

n – număr de treceri

tb – timp de bază

ta – timpi ajutători

tdt – timpi de deservire tehnică

tdo – timp de deservire organizatorică

ton – timp de odihnă și necesități fiziologice

Determinarea timpului de pregătire , încheiere

Tpi = t1 + t2 + t3 + t4

în care :

t1 – timp pentru operații curente

t2 – timp de pregătire , încheiere pentru operații suplimentare

t3 – timp pentru montarea unui opritor

t4 – schimbarea fălcilor la platou

t1 =13mm 11pag.196 tab. 8.5

t2 =3,5mm 11pag.196 tab. 8.6

t3=2min 11pag.197

t4 =2,5min

Tpi = 13+3,5+2+2,5=21min

Determinarea timpului de bază

tb= 11pag.164 tab. 7.13

în care :

s – avans

n – turația axului principal

l – lungimea părții strunjite

l1 – adâncimea de așchiere

H – unghi de atac principal

t=1,359

H=70

i – număr de încercări

l1=

l2=( 1…5 ) =3mm

s=0,5mm

n=175rotmin

l=60mm

tb=

Determinarea timpului ajutător

ta=

în care :

ta1 – timp ajutător pentru prinderea și desprinderea piesei

ta1=0,34

ta2 – timp ajutător pentrucomanda mașinii

ta2 = t’a2 + t’’a2 + t’’’a2 11pag.211 tab. 8.31

t’a2 – apropierea sau retragerea sculei de piesă

t’’a2 – potrivirea sculei la dimensiunea dorită

t’’’a2 – rotirea portcuțitului

ta2 =0,03+0,08+0,09=0,2min

ta3 – timp pentru mânuiri

ta3= t’a3 +t’’a3 +t’’’a3 11pag.212 tab. 8.32

t’a3 – deplasarea manuală a saniei principale

t’’a3 – deplasarea manuală a saniei transversale

t’’’a3 – deplasarea manuală a saniei port-cuțit

ta3=0,05+0,08+0,12=0,25min

ta4 – timp ajutător pentru măsurare și control

ta4=0,25min

ta4=0,34+0,2+0,25+0,25=1,04min

Determinarea timpului de deservire tehnică a locului de muncă

tdt= 11pag.216 tab. 8.36

tdt= 0,727=0,014min

E. Determinarea timpului de deservire organizatorică a locului de muncă

tdo= (tb+ta) 11pag.216 tab. 8.36

tdo= (0,727+1,04)=0,017min

Determinarea timpului de odihnă și necesități firești

ton=(tb+ta)

ton=(0,727+1,04)=0,017min

Înlocuind în relație obținem:

NT=+0,727+1,04+0,014+0,017+0,053=1,872min

NT=1,872min

Rezultatele calculelor pentru timpi de pregătire , încăiere , timpurile de bază timpurilor ajutătoare , timpurilor de deservire organizatorică , timpurile de odihnă și necesități firești pentru fiecare operație de strunjire vor fi trecute în tabel.

De asemenea în acest tabel se vor introduce , după calcule , rezultatele obținute pentru operațiile de rectificare , frezare , a timpilor de pregătire încheiere , de bază , de deservire tehnică , ajutătoare , de deservire organizatorică , de odihnă .

CALCULUL NORMEI TEHNICE DE TIMP LA FREZARE

Norma tehnică de timp se determină cu relația:

NT= 9rel.4.19.

În care s-au folosit aceleași notații pentru parametrii ca la strunjire , având următoarele relații de determinare a lor :

-Tpi=t1+t2+t3 9pag.352 tab. 12.11

t1=16min

t2=2,5min

t3=9min

Tpi=16+2,5+9=27,5

-tb=( l+l1+l2 )

vs – viteza de avans

vs =227,7mmrot

l=25mm

l1=4,4mm 9 tab. 12.2

l2=3mm 9 tab. 12.2

i=1

tb=(15+4,4+3) =0,14

-ta=t’a1+t’’a1+ta2+ta3+ta4

t’a1 = 0,59 min 9 pag.353tab. 12.14

t’’a1 = 0,08 min 9 pag.361tab. 12.21

ta2 = 0,70 min 9 pag.375tab. 12.30

ta3= 0,15 min 9 pag.375tab. 12.31

ta4= 0,26 min 9 pag.376tab. 12.31

ta=0,59+0,08+0,70+0,15+0,26

-tdt = tb 9 pag.29rel.4.15

tdt = 0,14 = 0,0077min

-tdo = (tb + ta) 9 pag.29rel.4.16

tdo = (0,14 + 1,78) = 0,023min

-ton = (tb + ta) 9 pag.29rel.4.17

ton = (0,14 + 1,78) =0,057min

Înlocuind în relația 6.2. obținem :

NT = 0,14 +1,78+0,0077+0,023+0,057+= 2,02min

NT = 2,02min

CALCULUL NORMEI TEHNICE DE TIMP LA RECTIFICAREA CILINDRICĂ

Norma tehnică de timp se determină cu relația :

Nt= +tb+ta+tdt+ton

în care s-au folosit notațiile folosite pentru parametri din relația de la strunjire , având următoarele relații de determinare ale lor :

-Tpi=tp1+tp2

tp1= 11min 9 tab.2.86

tp2= 10min 9 tab.2.86

Tpi=11+10=21min

-tpi= 9 pag.55rel.15.10

în care :

L = 1 – (0,2…0,4) Bp

Bp – lățimea discului abraziv

l – lungimea de rectificat

Bp = 10mm

l = 18mm

L = 18 + 0,2 10 =20mm

h – adaos de prelucrare pe rază

h = 0,162mm

t – adâmcimea de așchiere

t = 0,209mm

s1= 6mmrot

np – rotația discului abraziv

np = 6018rotmin

tb== 0,003min

-ta=ta1+ta2+ta3+ta3+ta4

ta1= 0,21min 9 tab.12.79

ta2= 0,04min 9 tab.12.82

ta3= 0,03min 9 tab.12.82

ta3= 0,03min 9 tab.12.82

ta4= 0,37min 9 tab.12.33

ta=0,21 + 0,04 +0,03 + 0,03 + 0,37 = 0,68min

-tdt = (tb + ta)

tdt= (0,003 + 0,68) = 0,01min

-ton = (tb + ta)

ton = (0,003 + 0,68) = 0,02min

înlocuind în relația 6.17. obținem :

Nt = 0,003 + 0,68 + 0,01 + 0,02 = 0,734min

Timpul de pregătire , încheiere total se obține prin însumarea timpilor de pregătire , încheiere pentru fiecare operație în parte :

21 + 21 + 27,5 + 21 + 10 = 100,5min

Timpul util total se obține prin însumarea timpilor utili :

.

29,31min

Norma de timp total se calculează cu relația :

.

mm

CAPITOLUL 5

ELEMENTELE CAIETULUI DE SARCINI

Este necesară îndeplinirea condițiilor tehnice de calitate ale pasmetrelor

conform STAS 4293 – 79

Scări gradate:

-Scara gradată principală este gradată în diviziuni de 0,01 mm

-Scara de tură este gradată în diviziuni ce reprezintă rotații de către acul indicator al scării principale

– Scara principală va fi centrată pe cadran și executată în fond de culoare deschisă

Reguli și metode de verificare:

– Verificarea pasmetrelor se execută bucată cu bucată

Marcarea :

– Pe cadranul pasmetrelor se va inscripționa în mod vizibil următoarele date:

– marca de fabrică a întreprinderii prelucrătoare

– pe carcasă se ștanțează seria și anul fabricației, STAS – ul

Ambalarea:

– Cutia aparatului trebuie să asigure o ambalareprecisă în așa fel încât aparatul să-și păstreze poziția inițială în timpul transportului

– Transportul se face cu mijloace de transport acoperite, ferite de acțiunea agenților corozivi

– Depozitarea pasmetrelor se face în ambalajul lor individual și în incinte lipsite de praf

Garanții:

– Producătorul garantează un timp de 12 luni de la data ieșirii în exploatare și 18 luni de la data livrării

Defectele pe care le pot prezenta pasmetrelor:

– Îndoirea și căderea acelor indicatoare

– zgârierea geamului și cadranului

– ruperea arcului forței de măsurare

– uzura tijei palpatoare

– deformarea arcului spiral plan

– deteriorarea șuruburilor folosite pentru asamblare

BIBLIOGRAFIE

M. Ivan – Mașini-unelte și control dimensional, E.D.P. București, 1980.

L. Bagiu – Toleranțe și ajustaje; Ed. Facla, Timișoara.

I. Drăghici – Îndrumări de proiectare în construcția de mașini. Vol. I, Ed. Tehnică, București.

F. T. Tănăsescu – Agenda Tehnică, Ed. Tehnică, București, 1990.

A. Vlase – Regimuri de așchiere, adaosuri de prelucrare, norme tehnice de timp. Vol. I, Ed. Tehnică, București 1985.

T. Demian – Elemente constructive de mecanică fină, E. D. P. București, 1980.

T. Demian – Bazele proiectării aparatelor de mecanică fină, vol I, II, Ed. Tehnică, București, 1982 – 1986.

A. Nanu – Manualul inginerului mecanic în Tehnologia Construcțiilor de Mașini, Ed. Tehnică, București, 1987.

N. Micu, P. Dodoc – Aparate și sisteme de măsură mecanice în Industria Constructoare de Mașini, E. D. P., București, 1980..

Milici, D. – ,,Măsurări electrice și electronice, senzori și traductoare”, Ed.Didactică și Pedagogică, București, 2007.

Agosten K. -,Senzori în automatizări industriale, Editura Universității ‘’Petru Maior’’ Tg. Mureș, 2004.

Dolga V. – Senzori și traductoare, Ed. Eurobit, ISBN 973-99-227-9-1, Timisoara, 1999.

Facultate.regielive.ro/…/electronica/senzori_si_traductoare-1453.html