-Capitolul 2 Proiectarea cinematică şi organologică a ansamblurilor specificate în tema de proiect pentru masina unealta [301796]

Capitolul 2.

Proiectarea cinematică și organologică a ansamblurilor specificate în tema de proiect pentru mașina unealtă

2.1. [anonimizat]-unealtă trebuie să mai execute și o [anonimizat], cum ar fi: prinderea-[anonimizat], etc. Așadar, mișcările efectuate la o mașină-unealtă se pot clasifica astfel: – [anonimizat], care după scop pot fi împărțite în mișcări de așchiere și mișcări de generare a suprafeței; – [anonimizat], [anonimizat]. [anonimizat]-unealtă dispune de un lanț cinematic specific. [anonimizat],sau asigură o legătură cinematică între două mișcări. [anonimizat], reprezentată grafic prin schema cinematică. Schemele cinematice pot fi de două feluri: [anonimizat], [anonimizat], [anonimizat].

Fig. 2.1 Schema cinematică a mașinii

2.1.1. Calculele cinematice pentru toate lanțurile cinematice generatoare. Diagramele de turații. Domenii de avans.

Determinarea domeniilor și a rapoartelor de transmisie a [anonimizat]. [anonimizat].

Fig. 2.3 Cinematica mașinii

Lanțurile cinematice de lucru includ în mod obligatoriu un lanț cinematic principal și unul sau mai multe lanțuri cinematice de avans. Lanțul cinematic principal este cel care asigură realizarea vitezei principale de așchiere pe o traiectorie circulară în cazul mișcării principale de rotație sau pe o traiectorie rectilinie în cazul mișcării principale rectilinii alternative.

Viteza liniară la elementul final al lanțului cinematic principal trebuie să fie egală cu viteza optimă de așchiere care se regăsește în domeniul (. [anonimizat] a vitezelor și respectiv a gamei de reglare a turației .

Realizarea gamelor de reglare a vitezei sau a turației se face prin reglare continuă a motorului electric asincron ME1.

Realizarea acestor game de reglare este posibilă fie prin reglare continua cu ajutorul variatorilor mecanici fie prin reglare discontinuă sau în trepte cu ajutorul cutiilor de viteze a [anonimizat] z trepte de turație realizate la elementul final al lanțului cinematic principal formează o progresie geometrică cu rația În acest caz pierderea maximă de productivitate pe toate treptele șirului de turație . Valorile rației au fost normalizate între 1 și 2 și astfel în șirul de turație să existe raportul .

Condiția a rezultat din necesitatea ca șirul de turație să fie crescător iar condiția din limitarea pierderilor relative maxime de productivitate.

. în aceste situații .

Valorile m și k sau obținut pentru valori ale pierderii maxime de productivitate la reglarea mașinii-unelte în trepte.

(2.1)

(2.2)

(2.3)

(2.4)

(2.5)

(2.6) (2.7)

Stabilirea domeniului de variație a turațiilor arborelui principal (…), acest domeniu se alege în funcție de caracteristicile de producție ale mașinii :

– = 205 [rot/min] turația minimă a arborelui principal;

– = 3000 [rot/min] turația maximă a arborelui principal;

– Dmax = 430 mm diametrul maxim de prelucrare.

Determinarea puterii nominale a motorului electric de acționare a lanțului cinematic principal:

(2.8)

În urma calculului rezultă că puterea necesară rezultată este de 20 kW. Din această cauză se va alege motorul cu putere superioară de 22Kw MITSUBISHI SJ-2B6914K, având următoarele caracteristici:

Calculul raportului de variație a turațiilor de reglare:

Pe această bază se definesc rapoartele de variație a turatiilor arborelui principal reprezentate în figura 2.4.

Fig. 2.4 Diagrama de turatii a AP

Calculul lanțurilor cinematice de avans

Din teoria așchierii metalelor se cunoaște că în procesul de așchiere se deosebesc trei feluri de avansuri:

a)- avansul de așchiere(s), realizat de-a lungul curbei generatoare și se măsoară ca lungime din generatoarea rezultată în urma unei treceri, în cazul sculelor cu curbe generatoare materializate, sau ca lungime a pasului dintre treceri, în cazul sculelor care profilează generatoarea că traiectorie a uni punct mobil, sau că înfășurătoare;

b)- avansul pe adâncimea de așchiere (t), realizat în direcție perpendiculară pe suprafața prelucrată și se măsoară ca lungime a cursei de pătrundere între două treceri succesive ale sculei;

c)- avansul director (u), realizat după direcția curbei directoare și se măsoară ca lungime a cursei culisei sculei, sau a semifabricatului, raportat la un dinte, la o rotație sa la unitatea de timp.

Cele trei feluri de avans se realizează simultan, sau periodic, după,caracterul ciclului de lucru al mașinii-unelte. În figură 2.6 sunt reprezentate cele trei feluri de avans, în cazul prelucrării prin strunjire.

În cazul frezarii, lanțul cinematic de avans longitudinal asigura realizarea avansului s, iar cel de avans transversal – avansul t. La strunjirea frontală, pe același strung, rolul lanțurilor cinematice de avans, din punct de vedere tehnologic, se inversează, cel pentru avansul longitudinal realizând avansul t, iar pentru avansul transversal – avansul s.

Fig. 2.6 Nomenclatura avansurilor

Lanțul cinematic de avans asigură repoziționarea generatoarei elementare GE sau a directoarei elementare DE pe traiectoriile generatoare respectiv directoare cu mărimile f, u sau ap.

În figură 2.7 este reprezentat schematic lanțul cinematic de avans al mașini-unelte care se realizează pe o traiectorie rectilinie, folosind pentru transformarea mișcării mecanismul TR.

Fig. 2.7 Lanțul cinematic de avans al mașinii

Lanțul cinematic are, ca ansamblu, un raport de transmitere total, it, prin care se realizează transmiterea și transformarea mărimii de intrare yi, în mărimea de ieșire ye, conform relației:

ye=it·yi (2.9)

Raportul de transmitere total al unui lanț cinematic este determinat de produsul rapoartelor de transmitere ale tuturor mecanismelor din structura lanțului cinematic:

it =i1·i2·i3· . . . · in (2.10)

2.1.2. Calculul forțelor și momentelor la nivelul elementelor de transmitere a mișcării.

Calculul de rezistență al arborelui

Arborii masinilor-unelte lucrează în condiții și solicitări variabile îndeosebi în ceea ce privește schimbarea turației, momentul de torsiune și forțele care îi solicită, modificarea temperaturii etc.

Pentru buna funcționare a mașinii-unelte este necesar ca transmiterea mișcărilor de rotație și de translație, în principal a celor de generare, să se efectueze cât mai uniform. Precizia prelucrării este determinate de comportarea ansamblului arbore principal-lagare.

Măsurile constructive care se au în vedere la proiectarea arborelui principal sunt următoarele:

– să reziste la solicitările variabile la care este supus ansamblul arbore-lagăr: torsiune, încovoiere, oboseală;

– să aibă rigiditatea corespunzătoare pentru a nu înrăutății condițiile de angrenare a roților dințate și de funcționare a lagărelor; lipsa de rigiditate duce și la o uzură prematură a sculei și o calitate necorespunzătoare a suprafeței prelucrate;

– dimensiunile radiale și axiale ale ansamblului arbore-lagare și masele elementelor în mișcare de rotație se stabilesc astfel că acesteaasa se comporte corespunzător, atât static, cât și dinamic;

– lungimea în consolă a arborilor trebuie să fie cât mai mică, știind că mărimea acesteia influențează negative comportamentul static și dinamic al ansamblului și mașinii-unelte;

– diametrul arborelui principal, corespunzător rulmentului din față se păstrează pe o lungime cât mai mare, iar numărul treptelor de reducere a diametrului să fie cât mai mic;

– diametrul alezajului din arbore a vă stabili la mărimea strict necesară, mărimea acestuia ducând la micșorarea rigidității;

– arborele principal trebuie să prezinte rezistentă la uzură pe suprafețele de lucru.

În general, pentru construcția arborilor se folosesc: oțeluri carbon, oțeluri carbon calitate,

oțeluri aliate cu nichel, oțeluri turnate, fontă de înaltă rezistență.

Astfel, având în vedere aceste noțiuni, am ales pentru arbore materialul OLC60, care are

următoarele caracteristici:

1. Tratament termic: normalizare

2. = 320 Mpa; = 600 Mpa

3. Caracteristici mecanice la oboseală pentru încovoiere: = 36 Mpa; =52 Mpa

Caracteristici mecanice la oboseală pentru răsucire: = 20 Mpa; = 28 Mpa;

4. Coeficientul de siguranță admisibil : Ca= 2

5. = 1.65…1.75; ε=0.8; γ =0.92;

6. Tensiunile admisibile la încovoiere: = 160 Mpa;

Tensiunile admisibile la răsucire: = 15…30 Mpa.

Predimensionarea la răsucire se efectuează la arborii solicitați la torsiune și la încovoiere.

(2.11)

= (2.12)

Deoarece dimensiunile rezultate sunt foarte mici, urmeazã ca proiectarea sã se facã

constructiv. Dupã aceea se vor face verificãrile necesare, în special verificãrile de dinamicã.

Fig. 2.8 Schema de încărcare a arborelui

Calculul reactiunilor din lagare:

– In plan vertical:

(2.13)

(2.14)

Ecuatia de verificare: ++

– In plan orizontal:

(2.15)

(2.16)

Ecuatia de verificare: ++

Calculul momentelor de incovoiere:

– In plan vertical:

(2.17)

– In plan orizontal:

(2.18)

Calculul momentelor incovoietoare totale in sectiunile cele mai solicitate:

(2.19)

Calculul momentului echivalent:

(2.20)

2.2. Proiectarea structurii cinematice si organologice complete a ansamblurilor partiale stabilite prin tema de proiect

2.2.1. Proiectarea batiului

Batiurile mașinilor-unelte trebuie sã satisfacã un complex de cerințe constructive, funcționale, de rezistențã., de economicitate ș.a. Materialele utilizate la construcția batiurilor trebuie sã asigure o rezistențã la uzurã corespunzãtoare pentru ghidaje, cu un coeficient de frecare redus (p = 0,05….0,16), o conductibilitate termicã bunã, rezistențã mare la coroziune și o rezistența mecanicã corespunzãtoare.

Batiurile se pot confecționa: a- turnate din fontã cenușie, fontã maleabilã, fontã globularã, fonta aliatã și din oțel; b- sudata din table și profiluri din oțel laminat. Majoritatea mașinilor-unelte au batiurile confecționate din fonta, deși dupã cum s-a arãtat, prin utilizarea oțelului se obțin economii însemnate de metal, totuși se utilizeazã fonta, pentru cã are caracteristici tehnologice bune și amortizeazã mai bine vibrațiile. Existã actualmente și fonte speciale care au caracteristici mecanice îmbunãtãțite pânã la nivelul oțelului turnat și datoritã faptului cã se elaboreazã mai ușor decât oțelul turnat au, deci, o utilizare mai largã, în special la turnarea batiurilor mari, cu forme complicate.

Forma constructivã a batiului

Fiecare mașinã-unealtã are o anumitã formã constructiva, dictatã de mãrimea și configurația pieselor de prelucrat, de mãrimea solicitãrilor produse de forțele de așchiere și de o serie de cerințe de ordin funcțional constructiv, ergonomic, estetic etc. Piesa cea mai importantã, care asigurã în cea mai mare parte forma mașinii-unelte, este batiul. Toate piesele și subansamblurile componente ale mașinilor-unelte se monteazã pe batiu, cu posibilitãți de a executa mișcãri relative, sau fixe. Batiul trebuie sã asigure menținerea, pe durata ciclului de prelucrare a pieselor, poziției reciproce dintre subansamblurile fixe și cele mobile. Prelucrarea unor piese precise, impune cã pozițiile relative dintre bazele de fixare și cele de ghidare ale batiului, în timpul procesului de prelucrare, sã nu se schimbe. La satisfacerea cerințelor de mai sus contribuie, pe lângã alți factori și forma constructiva a batiurilor.

Este important de precizat, ca asupra formei batiurilor masinilor-unelte o importanta hotãrâtoare o are piesa de prelucrat (ca: formã, greutat`e, dimensiune, precizie etc.), natura si marimea solicitãrilor si condiții de ordin funcțional constructiv, ergonomic, estetic ș.a.

Forma pieselor este precizata din condiții funcționale și de asamblare a acestora într-o anumitã mașina. Piesele, ca elemente de construcție mecanica, sunt corpuri solide de regulã metalice, delimitate de o anumitã combinație de suprafețe cu forme și dimensiuni adecvate asamblãrii și funcționarii lor împreuna. Suprafețele pieselor pot fi prelucrate pe mașini-unelte în

totalitate sau dupã caz, numai unele dintre ele. Așadar, pentru a prelucra o suprafața cilindricã interioarã, se poate utiliza, dupã caz, un strung normal, un strung carusel, o mașina de frezat, o mașina de alezat, o mașina de rectificat etc., genul de mașina, respectiv forma batiului acesteia, fiind impus de forma și configurația pieselor.

Dimensiunile piesei determina dimensiunile mașinilor-unelte și, deci, dimensiunile batiurilor acestora. În cazul unui strung normal, lungimea maximã, a, piesei de prelucrat determina, lungimea batiului, iar diametrul maxim prelucrat determinând înãlțimea vârfurilor.

Greutatea pieselor influenpeazi forma batiurilor, prin aceea cã la prelucrare, în general piesele mari trebuie sã execute cât mai puține mișcãri pentru a reduce consumul de energie. Condițiile de rezistențã influențeazã forma batiurilor prin aceea cã, aceasta, trebuie sã asigure : a-rigiditate cât mai mare, pentru a exclude deformațiile elastice care apar în timpul prelucrãrii, și asigurã piesei o precizie dimensionalã bunã; b – rezistențã corespunzãtoare la vibrații, care sã asigure o calitate bunã a suprafețelor prelucrate; c – rezistența la uzurã, pentru a asigura mașinilor-unelte o durabilitate mare. Problemele de uzurã, se pun la mașinile-unelte, în special la cuplele cinematice de tip sanie ghidaj, care au o influențã hotãrâtoare asupra preciziei piesei. Secțiunea dreptunghiularã cadru are cea mai bunã rigiditate la solicitãri simultane de rãsucire și încovoiere, din aceastã cauza ea este foarte rãspânditã la construcția batiurilor (fig. 2.8). Totuși aceastã secțiune nu poate fi menținutã pe toatã lungimea batiului, datoritã unor cerințe constructive și funcționale. Pentru montarea unor mecanisme sau pentru evacuarea așchiilor, în anumite zone se practicã diferite orificii, care reduc rigiditatea batiului. Pentru a satisface cerințele de rigiditate la încovoiere și rãsucire se construiesc uneori, și secțiuni de batiuri, în accepțiunea precizatã, sub formã de cadru dreptunghiular deschis, fãrã orificii (fig. 2.8, a).

Necesitãți constructive și funcționale impun abateri de la secțiunea teoreticã dreptunghiularã cadru, prin practicarea unor deschideri în aceastã secțiune, la partea inferioarã (fig. 2.8, b) sau la partea superioarã (fig. 2.8, e). Asigurarea unei rigiditãți sporite la solicitarea de încovoiere, preponderentã în cazul mai multor tipuri de mașini-unelte (strunguri, mașini de rabotat, mortezat, frezat etc.) se face prin combinarea profilelor de formã I cu cele de tip cadru.

Fig. 2.9 Secțiuni de batiu cu profil tip cadru dreptunghiular

Pentru a mării capacitatea de amortizare a vibrațiilor, în anumite cazuri, la construcția batiurilor se folosesc materiale de umplutură (fig. 2.9), cum este betonul, care contribuie la creșterea masei batiului și, deci, la micșorarea pulsației proprie a acestuia, mărind astfel capacitatea de amortizare a batiului. In cazul unui strung normal secțiunea de batiu cu umplutură de beton (fig. 2.9) este realizată din două cadre inchise, umplute cu beton. Pentru mărirea rigidității și a capacității de amortizare a nu este economic și nici efficient sa se construiască batiuri masive din metal cu pereții groși. Din practica industrială se precizează grosimea minimă (tab. 2.1) a perețuor batiurilor turnate.

Tabelul 2.1 Grosimea pereților batiurilor

Fig. 2.10 Batiu cu umplutură de beton

Calculul de verificare al batiului

Batiurile de mașini-unelte trebuie să satisfacă, pe lângă condițiile de rezistență la solicitările forțelor exterioare, și condițiile de deformații minime, impuse de precizia de prelucrare a mașinilor-unelte. Limitarea, deformațiilor batiurilor sau reducerea acestora la valori extrem de mici, este o problemă din cele mai complexe și comportă dificultăți mari de realizare. La calculul batiurilor, problemele de rezistență a acestora la solicitarea forțelor exterioare se pun în condițiile limitării sau eliminării totale a deformațiilor, dacă este posibil. După cum s-a arătat, în cele de până acum, pentru realizarea unui batiu se pun numeroase restricții de ordin funcțional, constructiv, estetic etc., care impun abateri mai mici sau mai mari de la o anumită formă determinată teoretic prin condiții de rigiditate, de stabilitate la vibrații și de deformații termice minime.

Pe lingă cele precizate mai sus, toate calculele de proiectare ale batiurilor sunt realizate în ipoteze simplificatoare, cu un grad mai mic sau mai mare de aproximare. Așa, de exemplu, la calculul de rezistență se admit câteva ipoteze simplificatoare : a- înlocuirea solicitărilor variabile cu solicitările statice, considerate în cazul cel mai defavorabil; b-utilizarea în calcule a unor forme de batiuri simplificate, de tipul grinzilor drepte cu secțiune constantă și cu axa rectilinie și de tipul cadrelor static nedeterminate.

Experiența industrială și practica de laborator sunt în final, hotărâtoarea pentru stabilirea formei și dimensiunilor batiurilor de mașini-unelte. După stabilirea unor forme și a unor dimensiuni pentru batiuri, pe bază de calcule, se definitivează formele și dimensiunile finale ale acestora, în urma unor experiențe de laborator. Aceste forme și dimensiuni de batiuri se verifică la eforturile unitare, considerând batiurile ca fiind corpuri cu învelișuri subțiri de contur oarecare (fig. 2.10). Se consideră un element de batiu (fig. 18.4) solicitat de momentul de torsiune .

Fig. 2.11 Element de batiu cu sectiune oarecare

Condiția de echilibru a forțelor elementare, existente pe elementul de batiu detașat, satisfac condiția, de echilibru, adicã :

(2.21)

Lungimea dx fiind aceeași pentru toate fețele verticale longitudinate de grosime sau , rezultã cã in fiecare punct al secțiunii transversale, existã relația:

(2.22)

Momentul de torsiune aplicat elementului de batiu satisface ecuația de echivalențã, definitã4 de relația :

(2.23)

A S

unde este raza de acțiune a tensiunilor tangențiale de pe suprafața ele-mentarã:

(2.24)

iar ds— lungimea elementarã pe liniei medie a suprafeței elementare dA. Conform acestei relați

i, momentul de torsiune aplicat trebuie sã fie egal cu suma momentelor tensiunilor ce racționeazã pe suprafața secțiunii. O suprafațã elementarã din planul batiului de secțiune oarecare poate fi formulatã astfel:

(2.25)

Pe baza relației fluxului tensiunilor tangențiale și a suprafeței elementare de mai sus, ecuația de echivalență devine :

(2.26)

2.2.2. Calcule specifice dimensionării (verificării) ghidajelor mașinii-unelte

Ghidajele mașinilor-unelte au rolul de a conduce, în timpul funcționãrii, organele mobile, cum sunt: sãniile, mesele, suporții, etc. și de a susține aceste organe.

Pentru asigurarea preciziei de deplasare a organului mobil, ghidajele trebuie astfel construite încât sã permitã anularea efortului solicitãrii dinamice la care sunt supuse. Aceastã solicitare constã în acțiunea rezultantei tuturor forțelor (de așchiere, de acționare, a greutãții) care apar în timpul funcționãrii organului mobil și a momentului de rãsturnare creat de aceste forțe.

Pentru transmiterea mișcãrii rectilinii, se folosesc ghidajele liniare cu elemente de rostogolire.

Acestea au urmãtoarele avantaje:

– Când o încãrcare este condusã de un ghidaj liniar, fricțiunea dintre încãrcare și

batiu are un coeficient de doar 1/50 din contactul convențional și diferența dintre

coeficientul dinamic și static este mic. Astfel, nu vor exista alunecãri în timpul mișcãrii;

– Durata de viațã este mare;

– Cu un sistem tradițional, ungerea poate fi ușor aprovizionatã.

Fig. 2.12 Momentul static permisibil

Momentul static se referă la un moment într-o direcție dată când cea mai mare

tensiune ale elementelor de rulare într-un sistem aplicat egalizează tensiunea indusă de

SLR ( încarcarea static).

Durata de viațã:

– Existã o duritate specificã, care dacã nu este atinsã, încãrcarea este redusã și viața

nominalã este în descreștere;

Fig. 2.13 Duritate specificã

– Temperatura afecteazã materialul ghidajului, astfel încãrcarea va fi redusã și durata de

viațã va fi în descreștere când temperatura depãșește 100 . Astfel, încãrcarea dinamicã și

staticã inițialã trebuie sã fie multiplicatã de factorul de temperaturã. Cum unele accesorii

sunt din plastic, se recomandã ca în mediul înconjurãtor sã fie mai puțin de 100.

Fig. 2.14 Factor de temperaturã

Fig. 2.15 Ghidaj seria LLTHC

In principal, sistemele de ghidaje liniare pot fi montate în cinci moduri iar clasificarea ghidajelor liniare se face dupã numarul de axe conform figurii 2.16

Fig.2.16 Clasificarea sistemelor de ghidaje după numarul de axe

Ghidajele unui sistem liniar trebuie să beneficieze în permanență o lubrifiere adecvată, rezultatul acesteia fiind:

-reducerea frecării între corpurile de rulare și căi

– creșterea durabilității sistemului

-protecția suprafețelor active la agenți corozivi și umezeală.

Deoarece peliculă de lubrifiant (unsoare, vaselină) de anumite categorii, se menține pe suprafața căilor de rulare o anumită perioadă de timp, ungerea sistemului se face periodic, în funcție de lungimea drumului parcurs de elementele mobile sau la intervalul de timp specificat de producător

Calculul sarcinilor echivalente in punctele critice ale ghidajului

Fig. 2.17 Acțiuni posibile a forțelor și momentelor asupra unui sistem de ghidaje liniare.

Se propune calculul sarcinilor echivalente în punctele criticeale unui ghidaj liniar figura 2.23.

Date inițiale: masa m=10 Kg; ;

Fig.2.18 Schema de încãrcare a ghidajelor

Setul de relații care dau valorile sarcinii echivalente în cele patrupuncte critice ale blocului mobil cu bile sunt:

Sarcina aplicat sistemului de ghidaje variază în funcție de mărimea și orientarea forței exterioare, poziția centrului de masă mărimea forței de inerție generată de accelerație, precum și mărimea șocurilor apărute în momentele de pornire/oprire a mișcării elementului mobil (fig.2.19).

Fig.2.19 Prezarea datelor initiale necesare alegerii sitemului de ghidaje

Modul de calcul a sarcinii aplicate sistemului sunt prezentate în tabelul

Tabelul 2.2

Astfel, pentru mașina-unealtă studiată am ales următorul tip de ghidaj:

Fig.2.20 Ghidaj ales

2.2.3. Calcule de verificare pentru lagăre și/sau rulmenți.Soluții de lagaruire

Lagãrele cu rulmenți sunt pãrți componente ale ansamblelor. Prin rolul și prin comportarea lor în serviciu, ele influențeazã precizia de funcționare, precum și durabilitatea ansamblului respectiv (mașinã motoare, mașinã de lucru,etc.).

Într-o prima și, poate, grãbitã accepțiune, existã percepția cã lagãrele asigurã doar rezemarea arborilor sau a altor organe de mașini în mișcare de rotație sau de oscilație. Ele, însã, trebuie sã asigure și poziționarea axialã a arborelui, precum și posibilitatea de dilatare a acestuia la temperatura de lucru. De asemenea, prin construcția lor, trebuie sã facã posibilã ungerea, etanșarea și, eventual, rãcirea rulmenților din componența acestora. Lagãrele pot prelua forțe de mãrime și direcție variabile și se pot adapta, dacã este necesar, nealinierilor unghiulare ale arborilor.

Rulmenții pot prelua, în funcție de construcția lor, precum și de montajul acestora într-un ansamblu, sarcini radiale, axiale sau de o direcție oarecare.Capacitatea lor de a prelua astfel de sarcini depinde, în special, de unghiul de contact (unghiul de presiune) á (fig. 2.21).

Fig.2.21 Unghiul de contact la diferite tipuri de rulmenți

a- radial cu bile pe un rând; b- radial cu role cilindrice pe un rând; c- radial-axial cubile pe un rând;d- axial cu bile pe un rând; e- axial cu role cilindrice pe un rând; f- radial-oscilant cu role butoi pe douã rânduri;g- radial-axial cu role conice.

Tabelul 2.3 Caracteristici constructive și funcționale ale rulmenților

Pentru a putea prelua sarcinile atât axiale, cât și cele radiale, pentru arbore se aleg rulmenți radiali-axiali cu bile dispuse pe un rând.

Rulmenții radial-axiali cu bile pe un rând pot susține sarcini axiale care acționeazã numai

într-o singurã direcție, motiv pentru care aceștia se utilizeazã împerecheați pentru a prelua sarcinile în ambele direcții (back to back) figura 2.22.

Fig.2.22 Rulmenți poziționați back to back Fig.2.23 Rulment radial-axial

Avantaje:

– Au o capacitate foarte mare de încãrcare;

– Funcționare cu mai puțin zgomot;

– Produc mai puținã cãldurã și mai puține vibrații;

– Pot funcționa la o temperaturã mare fãrã pierdere semnificativã a stabilitãții dimensionale;

– Viteze de rotație mari;

– Reduc încãrcãrile radiale și axiale;

– Grad mare de rigiditate;

– Duratã de viațã mult mai mare.

Durata de viață este reprezentată în figură de mai jos:

Fig. 2.24 Durata de viață a rulmentului radial-axial SKF

Se poate calcula astfel:

(2.27)

unde = durata de viațã în ore;

= factorul de viațã pentru siguranțã, conform figurii 2.24;

= modificarea duratei de viațã din figura 2.23;

C= încãrcarea dinamicã, kN;

P= încãrcarea dinamicã echivalentã kN;

n= viteza de rotație.

Fig. 2.25 Factorul de viață pentru siguranță

Fig.2.26 Cote rulment

Fig. 2.27 Dimensiuni

Fig. 2.28 Desen Tehnic

Fig. 2.29 Dimensiuni specific d=85mm

Se calculează:

– Sarcina dinamică echivalentă preluată de rulment pe arbore:

(2.28)

0 [N]

-Durabilitatea efectivă:

(2.29)

-Momentul static admis:

În funcție de diametrul arborele principal se va alege rulmentul radial-axial cu bile SKF 7216BECBPcu următoarele caracteristici:

-Dimensiunile principale ale rulmentului:

-Capacitate de incarcare:

2.2.4. Dimensionarea/verificarea mecanismelui șurub-piuliță

Mecanismul șurub-piulițã transformã mișcarea de translație în mișcare de rotație și este folosit frecvent în lanțurile cinematice de avans, de filetare, de rulare etc.

Acest mecanism poate fi:

– ăurub-piulițã cu frecare mixtã;

– Cu elemente intermediare ( bile sau role)

– Hidrostatice .

Fig. 2.30 Tipuri de frecări

În practica industrialã, șuruburile cu bile determinã direct performanțele unui echipament sau a unei mașini-unelte și nu numai. Este un factor foarte important în costul produsului final, fiind în cele mai multe cazuri unul din cele mai scumpe ansambluri montate pe o mașinã-unealtã. Acest ansamblu are un profil special ( ax filetat), proiectat din condiții de respectare a fenomenelor de conformitate de la rulmenți și bilele prin care se transmite mișcarea ( forța necesarã piuliței, ce are u profil conjugat cu cel al filetului). Avantajele mecanismului șurub-piulițã:

– Duratã de viațã mare;

– Vitezã sporitã de funcționare;

– Spațiu util mic;

– Uzurã aproape neglijabilã;

– Nivel redus de zgomot la funcționare;

– Mișcare de mare precizie;

– Randament superior valorii de 90%

– Raport de transfer constant cu valori în limite largi.

Între piulițã-bile-șurub se realizeazã un contact punctiform, ceea ce face ca acest ansamblu

sã fie atât de folosit în aplicațiile cu forțe mari, dar forțe de frecare mici. Pentru a putea transmite

mișcarea, bilele se deplaseazã în zona de contact piulițã-bile-șurub din interiorul piuliței, având o

traiectorie circularã sau combinatã circular-liniarã-circularã spre a reveni apoi în zona contactului

respectiv. Acest fenomen se numește recircularea bilelor, iar tot sistemul se numește sistem de

recirculare a bilelor.

Fig. 2.31 Schema cinematicã LCA

Pretensionarea mecanismelor șurub-piuliță

Pentru a putea obține precizia de funcționare a mecanismului șurub-piulițã cu elemente intermediare se face pretensionarea piulițelor, pre-întinderea șurubului și pretensionarea lagãrelor cu rulmenți ale șurubului. Aceste sisteme de pretensionare au avantaje și dezavantaje. Piulița care nu este pretensionatã se folosește la aplicații simple, fãrã precizie, cu grad ridicat de fiabilitate, cu mișcãri numeroase, cu o repetabilitate deosebitã. Piulița pretensionatã este pentru precizii mai ridicate. Pretensionarea obținutã prin secționarea piuliței duce în timp la o rigiditate scãzutã a ansamblului, comportament ușor instabil al piuliței, dar, ca un mare avantaj, este cã se poate regla pretensionarea șurubului extrem de ușor: mișcare ușoarã la pretensionare scãzutã, mișcare

cu precizie și repetabilitate medie: pretensionare mai ridicatã.

Pentru a se elimina jocul la inversarea sensului de deplasare al saniei, se folosesc 2 piulițe

cu bile și se pretensioneazã la montaj.

Fig. 2.32 Reglarea jocului cu 2 piulițe

Fig. 2.33 Variante constructive pentru piulițe

Lăgăruirea șuruburilor

La suruburile cu bile existã urmãtoarele posibilitãți de lãgãruire:

– Lãgãruire radial-axialã: pentru curse mici ale elementului mobil si fãrã precizie ridicatã;

– Lãgãruire radial-axialã la un capãt si radialã la celãlalt capãt;

Fig. 2.34 Lăgăruire radial axială la un capăt / Lăgăruire radial axială la un capăt și radială la

celălalt capăt

Lăgăruire radial-axială la ambele capete, fiind cel mai utilizat sistem, cu trei variante

constructive:

a)- ambele reazeme ale șurubului sunt constituite din lagăre radiale și axiale cu efect simplu, obținându-se o precizie bună cu condiția pre-întinderii șurubului la valoarea corespunzătoare forței axiale care îl solicită. Această forță axială este cauzată de creșterea temperaturii , la care se adaugă forța de avans, rezultând forța totală axială. Pretensionarea rulmenților este determinată de forța de pre-întindere a șurubului.

b) – lăgăruirea radial-axială cu dublu efect la un capăt și radial-axial cu

simplu efect la celălalt capăt al șurubului: precizie foarte bună când forța de avans are sensul spre lagărul A ( cu efect dublu).

Lăgăruirea radial-axială cu dublu efect la ambele capete ale șurubului se utilizare frecvent, asigurând precizia de poziționare în ambele sensuri de deplasare ale elementului mobil.

Lagărul combinat cu dublu efect se constituie din rulmenți radiali-axiali cu role cilindrice

sau radiali-axiali cu bile. Cei cu bile au un unghi de contact mare (α=), fiind capabili de a

prelua eforturi axiale mari. În funcție de această forță, rulmenții se montează în “O”, în “X” sau

în tandem. Se utilizează montarea în “X”, pentru a preveni abaterea de la paralelism sau pentru a

o compensa mai ușor, fiind suprafețe mici de contact.

Pentru mașina-unealtă studiată se va alege ca variantă de lăgăruire în ambele capete, rulmenți radial-axiali cu bile (Tabelul 2.7).

Tabelul 2.7 Rulmenți radial-axiali cu bile pentru dublu efect

Calculul șurubului cu bile

Predimensionarea șurubului conducãtor:

= (2.30)

dS= diametrul interior al filetului;

Fa= sarcina axială dezvoltată în șurubul conducător;

lf= lungimea de flambaj;

cf= coeficient de siguranță admisibil la flambaj= 3.5…4

E= modul de elasticitate.

E = 21 500 kgf/

E = 2.1 * N/

F = 4000 N

l = 950 mm

= 3.5 … 5 => Se va alege = 4

=

= 19.40 mm

Din motive constructive, se va alege din catalog(SKF) ca diametrul interior al filetului sa fie de = 25 mm, pentru a oferi rigiditatea întregului system (figura 2.43)

Alte calcule necesare:

– Diametrul bilei: db = (0.55…0.65)*p = 4.5 mm

– Diametrul arcului de cerc al căilor de rulare: dc = (1.03…1.05) *db = 1.05 * 4.5= 4.725

– Unghiul de contact dintre bilă și căile de rulare:θ =

– Jocul axial în mecanismul șurub-piuliță cu pretensionare= 0

– Unghiul de înclinare al elicei filetului:

– Unghiul de frecare redus:

– Raza bilei: rb= db/2 => rb= 2.25 mm

– Randamentul cuplei șurub-piuliță =30

– Diametrul de circulație al bilelor:

Verificări ale mecanismului șurub-piuliță

-Verificare la flambaj a șurubului:

(2.33)

(2.31)

=>

=>

Fig.2.35 Flambajul șurubului

-Verifire turației critice:

(2.32)

=>

Fig. 2.36 Surub cu bile SN SKF

Fig. 2.37 Dimensiuni

Fig. 2.38 Dimensiuni piuliță

Eliminarea jocului dintre șurubul conducãtor și piulița cu bile se face prin punerea de piuliței într-o carcasã comunã, solidarã cu masa mașinii-unelte. În aceastã carcasã se

pun douã piulițe simetrice P1 și P2, având un inel distanțier între ele.

Fig. 2.39 Piulițe cu distanțier în carcasă

2.2.5 Calculul motoarelor electrice

Alegerea motorului electric pentru actionarea LCP

Forța de așchiere

= f * ap * K (2.33)

= 0.3 * 4 * 2250

= 2700 N

Caracteristicile motorului ales, MITSUBISHI SJ-2B6914K:

Fig. 2.40 Simbolizare motor

Fig. 2.41 Desen tehnic motor seria SJ-2B6914K

Fig. 2.42 Dimeniuni motor

Alegerea motorului electric pentru acționarea LCA

La alegerea motoarelor electrice de curent alternativ folosite pentru acționarea lanțurilor cinematice de avans din structura mașinilor-unelte cu comanda numericã trebuie luate în considerare forțele de așchiere, de frecare,de inerție, domeniul de variație a vitezei de avans, viteza de deplasare rapidã și nu în ultimul rând precizia mașinii-unelte. În funcție de toate acestea se admit urmãtoarele ipoteze de calcul:

-Accelerarea și frânarea elementului sã se realizeze într-un timp prestabilit

-Frecventa poziționãrii elementului mobil prin deplasarea rapidã sã aibã o anumitã valoare

-Timpul de deplasare ale elementului mobil în condițiile unui moment de lucru maxim se încadreazã într-o valoare impusã.

În vederea alegerii motorului trebuie sã se ținã cont de urmãtoarele:

Momentul necesar la arborele motorului

Randamentu; total al transmisiei

Diametrul șurubului conducãtor

Pasul șurubului conducãtor

Lungimea șurubului conducãtor

Ținând cont de toate acestea, se va alege pentru acționarea LCA 2 motoare electrice asemãnãtoare din catalogul SIEMENS cu urmatoarele caracteristici:

Fig. 2.43 Caracteristici motor

Fig. 2.44 Desen tehnic motor

Fig. 2.45 Dimensiuni motor

2.2.6. Calculul instalației de răcire

Se va proiecteze instalatia de racire a sculei pentru masina studiata cu urmatoarele caracteristici : q=60 l/min si Pmax=16 bar

Fig. 2.46 Schema hidraulicã a instalației de rãcire

Instalația de rãcire este destinatã sã asigure menținerea temperaturii corespunzãtoare în vederea obținerii unei bune prelucrãri prin așchiere. Lichidul utilizat la instalațiile de rãcire ale mașinilor-unelte este un produs sintetic pe bazã de ulei și apã și poartã denumirea de emulsie.

Rolul emulsiei:

-Crește durata de viațã a sculelor;
-Asigurã protecție la ruginire minim 30 zile; suprafețe finisate mai bine;
-Durata de viațã mare prin stabilitate fizicã, chimicã și bacteriologicã;
-Nu își schimbã mirosul și nu râncezește;
-Siguranța pentru operator și mediu;

-Datoritã substanțelor tensioactive lichidul concentreazã și scoate la suprafațã microparticulele și impuritãțile

Fig. 2.47 Desen instalației de rãcire

Alegerea echipamentului pentru instalatie

Se vor alege urmatoarele:

Pompa: SPK1 15/15

Supapa de siguranta: SV2 2100XX 0,5-25 bar

Distribuitor: NBR-EV220B 15 B

Manometru: 16 bar nr. 248 60225

Releu: Nr. 176 120 800; 8 +- 0,5 bar

Supapa sens : Tip z 1-1/4’’

Robinet: G1/4’’

2.2.7. Scule și portscule utilizabile pe mașina unealtă

Frezele sunt scule achietoare rotative prevzute cu unul sau mai muli dini, având o micare principal de rotaie, iar ca micare de avans o micare în general perpendicular pe axa frezei.

Dinii frezei au tiul principal pe suprafaa de revoluie i tiul secundar pe suprafaa frontal.

Frezele se pot clasifica dup mai multe criterii, dup cum urmeaz:

1. Dup felul suprafeelor pe care sunt dispui dinii:

a) freze cilindrice, având dinii dispui numai pe suprafaa cilindric exterioar ;

b) freze disc, cu dinii dispui pe suprafaa cilindric, i uneori cu tiuri i pe una sau pe ambele suprafee frontale;

c) freze cilindro-frontale, având dinii dispui pe suprafaa cilindric i pe una din suprafeele frontale;

d) freze frontale, cu dinii dispui pe una din suprafeele frontale ale frezei.

Atât frezele cilindro-frontale cât i cele frontale au tiuri atât pe partea frontal, cât i pe cea de revoluie, dar la frezele frontale, aceste tiuri sunt de lungime foarte mic, în comparaie cu lungimea tiurilor periferice de la frezele cilindro-frontale;

e) freze unghiulare, având dinii dispui pe suprafee conice;

f) freze profilate, cu dinii dispui pe suprafee profilate de revoluie .

2. Dup forma dinilor frezei se deosebesc:

a) freze cu dini frezai având directoarea feei de aezare rectilinie, care se ascut pe faa de aezare sau pe faa de aezare i de degajare ;

b) freze cu dini detalonai având directoarea feei de aezare spiral arhimedic (sau logaritmic), care se ascut pe faa de degajare .

Frezele cu dini executai prin frezare prezint avantaje în raport cu frezele având dini detalonai, care constau în:

– durabilitate de pân la de dou ori mai mare;

– execuie mai simpl a dinilor (cu excepia frezelor profilate care necesit dispozitive speciale pentru frezarea i ascuirea dinilor);

– rugozitate mai mic a suprafeelor prelucrate.

Ca dezavantaje se menioneaz micsorarea seciunii canalelor pentru evacuarea aschiilor i a diametrului exterior prin reascuire.

Avantajele prezentate sunt precumpnitoare, recomandându-se ca frezele cu dini detalonai s fie utilizate numai daca este absolut necesar (de ex. la frezarea suprafeelor profilate).

Modul de calcul al prilor de poziionare-fixare a sculelor achietoare se prezint pe larg în literatura de specialitate, nefiind tratat în prezenta lucrare.

Menionm c stabilirea dimensiunilor prilor de poziionare-fixare se face prin predimensionarea acestora, în general din condiii de rezisten i mai rar constructiv, în funcie de alte dimensiuni ale sculei.

De asemenea, odat definitivate elementele geometrice i constructive ale sculei proiectate, este obligatorie verificarea final la solicitrile reale a acestor elemente.

În continuare, se prezint sintetic tipurile de freze uzuale, clasificate dup scopul funcional, fr a epuiza toat gama tipurilor existente .

Analiza tipurilor de freze prezentate anterior relev ca pri componente ale oricrei freze partea activa, format din dinii frezei, corpul acesteia, care poart dinii i partea de fixare sub form de coad sau alezaj, care servete pentru fixarea frezei pe maina-unealt. Partea activ a frezelor se poate realiza dintr-o bucat cu corpul ,cu dini asamblai prin lipire sau cu dini fixai mecanic .

Prile componente ale frezelor sunt prezentate n fig. de mai jos.

Fig. 2.48 Parțile componente ale frezelor

În general, partea aschietoare a dintilor frezei se caracterizeaza prin urmatoarele unghiuri constructive:

a) pentru taisurile de pe partea frontala (de pe taisul secundar): unghiul de degajare ; unghiul de asezare ; unghiul de atac principal ; unghiul de înclinare a taisurilor de pe partea frontala ; (conform STAS aceste unghiuri sunt notate 0, 0, r, T);

b) pentru tiurile de pe partea cilindric (tiul principal): unghiul de degajare

'; unghiul de aezare '; unghiul de înclinare a tiurilor de pe partea frontala ' (conform STAS aceste unghiuri sunt notate ’0, ’0, ’r, ’T).

Unghiul de degajare se considera într-o sectiune normala la muchia taisului, iar unghiul de asezare se considera într-o sectiune radiala x-x (Pf – Pf), ca urmare a faptului ca traiectoria punctului considerat de pe muchia taisului se afla în acest plan .

Relatiile de legatura între unghiurile masurate în planele x-x, y-y (Pp – Pp) i N-N (Po – Po) sunt urmatoarele:

– pentru taisul principal (situat pe partea cilindrica):

tg ' = tg 'x = tg n cos

tg ' = tg 'n = tg x cos

– pentru taisul secundar (situat pe partea frontala):

tg = tg x = (tg n) / (sin + tg n tg cos )

tg = tg n = tg x sin + tg y cos

Un diametru exterior al frezei corect ales trebuie sa asigure:

– economie de material pentru executarea sculei;

– productivitate maxima a prelucrarii cu freza;

– durabilitate ridicata;

– rezistenta mecanica a frezei;

– consum minim de energie;

– stabilitate si uniformitate în timpul frezarii;

– calitate corespunzatoare a suprafetei prelucrate.

În general aceste cerinte nu pot fi satisfacute simultan, determinarea finala a diametrului fiind rezultatul unui compromis.

Daca nu se cunoaste adâncimea de aschiere, diametrul frezelor se determina cu relaia:

D = d + 2m0 + 2h , [mm]

în care: d este diametrul alezajului frezei, în mm; m0 – grosimea corpului frezei, în mm (m0 » 0,4 d [mm]); h – înalimea dintelui frezei, în mm.

Diametrul d al dornului se estimeaza considerând doar solicitarea de încovoiere, urmând a fi verificat la solicitarea compus de încovoiere si torsiune:

d = [(10 / ai) (3/ 16) l Fz]1/3 [mm],

în care: ai este rezistenta admisibila la încovoiere în daN/mm˛;

Fz – forta principala de aschiere calculata pentru regimul cel mai solicitant estimat, în daN;

l – lungimea dornului între reazeme, în mm; în general aceasta valoare se alege de catre proiectant, tinând seama i de masina de frezat utilizata.

Înaltimea h a dintelui se calculeaza cu relatiile prezentate anterior. În general rezulta

D = (2,5…3) d ,

Daca adâncimea de aschiere poate fi estimata pentru determinarea diametrului frezei se poate folosi relaia

D = (10…20) tmax [mm] ,

în care: tmax reprezinta adâncimea maxima de aschiere, în mm.

Coeficientul lui tmax ia valorile mici pentru latimi de aschiere mici.

Pentru frezele frontale diametrul exterior se stabilete în functie de necesitati, de obicei egal cu adâncimea de aschiere, pentru a se obine productivitate maxima.

Diametrul exterior al frezelor cu coada se stabilete în functie de solicitare sau se impune de catre destinatia frezei.

Fig. 2.49 Freze cilindro-frontale

Fig. 2.50 Freze deget

Fig. 2.51 Freze de filetare

Fig. 2.52 Freze frontale