Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU [603496]
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
4
CUPRINS
CUPRINS
INTRODUCERE 4
7
1. CONSIDERATII GENERALE PRIVIND CONSTRUCTIA SI FUNCTIONAREA
UNITATILOR DE POMPARE 8
2. CONSTRUCTIA SI FUNCTIONAREA SISTEMULUI DE TRANSMISII MECANICE
AL UNITATII DE POMPARE 10
2.1. C lasificarea transmisiilor me canice 10
2.2.C onstructia si functionarea sistemului de transmisii mecanice 11
3. CALCULUL CINEMATIC SI DINA MIC GENERAL 13
3.1. Alegerea motorului de actionare 13
3.2. Calculul unor elemente cinematice 14
3.2.1. Calculul numerelor de dinți ale roților dințate 14
3.2.2. Calculul turațiilor pe arbori și la roțile dințate 15
3.2.3. Calculul vitezelor unghiulare pe arbori și la roțile dințate 15
3.3. Calculul unor elemente dinamice 15
3.3.1. Calculul puterilor de regim (nominale ) 15
3.3.2. Calculul puterilor de calcul 16
3.3.3. Calculul momentelor de regim (nominale) 16
3.3.4. Calculul momentelor de calcul 16
4. CALCULUL TRANSMISIEI PRIN CURE LE TRAPEZOIDALE 17
5. CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC CU DINTI INCLINATI DIN TREAPTA I 20
5.1. Date de proiectare 20
5.2. Alegerea materialelor si a tensiunilor limita 20
5.3. Calculul de predimensionare 21
5.4. Ele mente necesare calcului tensiunilor admisibile pentru predimensionare si a
numarului critic de dinti 21
5.5. Tensiunile admisibile pentru solicitarea de contact, respectiv de incovoiere, pentru
predimensi onare 23
5.6. Numărul critic de dinți a i pinionului, pentru calculul de predimensionare 23
5.7.Criteriul sigurantei in functionare a angrenajului, pentru predimensionare 24
5.8. Distanta dintre axe la predimensionare la incovoiere,
wia , respectiv la contact,
wca 24
5.9 .Calculul modulului 25
5.10.Elementele geometrice ale rotilor si angrenajului 25
5.11.Verificarea conditiilor de functionare corecta a angrenajului 26
5.12.Elementele geometrice ale rotilor si angrenajului echivalent 26
5.13.Verificarea angrenajului 27
5.14.Tensiunile admisibile pentru calculul de dimensionare si verificare 30
5.15. Elemente necesare cal culului numarului critic de dinti ai pinionuluiI 31
5.16. Numărul critic de dinți ai pinionului 33
5.17.Recalcularea coeficientului de lățime a danturii și a lățimii rotilor
arec 34
5.18. Calculul tensiunilor efective pentru cele două tipuri de solici tări 34
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
5
5.19.Fortele din angrenajul cilindric cu dinti inclinati
35
6. CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC CU DINȚI ÎN V DIN TREAPTA a II – a 36
6.1. Date de proiectare 36
6.2.Alegerea materialelor si a tensiunilor limită 36
6.3.Calculul de predimensionare 37
6.4. Elemente necesare calculului tensiunilor admisibile pentru predimensionare si a
numarului critic de dinti 37
6.5. Tensiunil e admisibile pentru solicitarea de con tact, respectiv de incovoi ere, pentru
predimensionare 38
6.6. Numarul critic de dinti ai pinionului, pentru calculul de predimensionare 38
6.7. Criteriul sigurantei in functionare a angrenajul ui, pentru predimensionare 39
6.8. Elementele neces are calculului distantei intre axe la predimensionare 39
6.9. Distanta dintre axe la predimensionare la incovoiere,
wia , respectiv la contact,
wca 40
6.10. Calculul mo dulului 41
6.11. Elementele geometrice ale rotilor si angrenajului 41
6.12. Calculul tensiunilor efective pentru cele doua tipuri de solicitari 41
6.13. Fortele din angrenajul cilindric cu dinti inclinati 42
7.CALCULUL ELEMENTELOR SUBANSAMBLULUI ARBORELUI DE INTRARE 43
7.1 Calculul arborelui 43
7.2.Calculul asamblarii cu pana 47
7.3. Calculul de alegere a rulmentilor 48
8. CALCULUL ELEMENTELOR SUBANSAMBLULUI ARBORELUI INTERMEDIAR 49
8.1 Calculul ar borelui 49
8.2. Calculul asamblarii cu pana 54
8.3. Calculul de alegere a rulmentilor 54
9. CALCULUL ELEMENTELOR SUBANSAMBLULUI ARBORELUI DE IESIRE 56
9.1 Calculul arborelui 56
9.2.Calculul asamblarilor cu p ana 60
9.3. Calculul de alegere a rulmentilor 61
10. CALCULUL GROSIMII CARCASEI SI A FLANSELOR 63
11. UNGEREA ANGRENAJELOR ȘI RULMENȚILOR 64
12. CALCULUL ECONOMIC 66
12.1. Analiza datelor de baza, refacerea desenului de executie si stabilirea caracterului
productiei 66
12.1.1.Analiza datelor de bază 66
12.1.2.Refa cerea desenului de execuție 67
12.1.3.Stabilirea caracterului producției 67
12.2. Analiza caracteristicilor mater ialului piesei si alegerea semifabricatului 67
12.2.1. Analiza caracteristicilor materialului piesei 67
12.2.2. Alegerea semifabicatului 69
12. 3 Stabilirea ultimei operatii de prelucrare mecanica pentru fiecare supraf ata si a
succesiunii operat iilor tehnologice 70
12.3.1. Stabilirea ultimei operații de prelucrare mecani că pentru fiecare suprafață 70
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
6
12.3.2. Stabilirea succesiunii operațiilor tehnologice 71
12. 4 Determinarea adaosurilor de prelucrare mecanica si a dimensiunilor
interoperationale pentru suprafata Ø50 72
12.5 Proiectare a succesiunii asezarilor si fazelor pentru toate operatiilor de
prelucrare mecanica 75
12.6 Determinarea parametrilor regimului de aschiere si a normei tehnice de timp
pentru o peratia de rectificare 80
12.6.1. Determinarea paramet rilor regimului de aschiere 80
12.6.2. Determinarea normei tehnice de timp pentru operatia de rectificare 81
12.7.Calculul economic si stabilirea variantei optim e de proces 82
13. NORME CU PRIVIRE LA SECURITATEA MUNCII, SĂNĂTATE A
MUNCITORILOR ȘI PROTECȚIA MEDIULUI 85
CONCLUZII 87
BIBLIOGRAFIE 88
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
7
INTRODUCERE
Una din cerințele majore ale industriei constructoare de mașini și utilaje constă in
proiectarea ș i dimensionarea rațională a semifabricatelor și pieselor corespunzătoare cerințelor
constructive funcționale, precum și în proiect area corectă a proceselor tehnologice de prelucrare
a pieselor.
Deosebit de important este și prețul de cost al piesei finite, preț care se do rește evident cât se
poate de mic. Materiile prime, materialele, semifabricate le alese, intreg procesul tehnologic luat
in ansamblu, iși pun amprenta asupra prețului de cost, preț care trebuie să aibă o justificare
economică. Pentru a obțin e un preț de cos t optim din punct de vedere economic, lucru care nu
trebuie să afecteze în nici un fel condițiile funcționale, construc tive, tehnice pe care trebuie să le
indeplinească piesa finită, trebuie indeplinite câteva condiții esențiale, precum:
• realizarea unor ec onomii insemnate de materiale prin alegerea unor semifabricate
ieftine, cu formă pe cât posibil apropiată de cea a prod usului finit;
• planificarea judicioasă a consumatorilor de energie și materiale, deziderate ce au
implicații serioase în a sigurarea ritmic ității fabricației și în micșorarea costului.
Pentru realizarea acestora se impune ca adaosurile de prelucrare totale
intermediare să fie stabilite corect, realizând astfel economie de timp, de materiale, de scule
așchietoare. De asemenea s e impune stabili rea corectă a regimurilor de așchiere și a normelor
de timp.
Tehnologia de fabricație a utilajului petrolier este deter minată de caracterul producției și de
particularitățile constructive și de exploatare ale acestuia, dintre care o sublini em pe cea mai
importantă și anume: condiții severe de solicitare la oboseală, uzură și eroziune in medii
corozive, in medii acide cu hi drogen sulfurat și în condiții climatice severe, impunând
performanțe la limita superioară a posibilităților tehnice actu ale.
Obiectivul realizării reductorului de turatie cu performanțe maxime se asigură prin considerarea
ansamblului problemelor privind proiectarea, construcția și exploatarea acestuia.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
8
CAPITOLUL 1 – CONSIDERA ȚII GENERALE PRIVIND CONSTRUC ȚIA ȘI
FUNC ȚIONARE A UNIT ĂȚILOR DE POMPARE
Instalația de pompare se compune, în principal, din instalația de suprafață (unitate de
pompare, motor de acționare, cabină de pornire și oprire a motorului, cap de pompare și
dispozitive de etanșare ale coloanelor de exploatare, e tc.) și de adânc ime (garnitură de țevi de
extracție și prăjini de pompare, pompă de adâncime, separat or, ancoră pentru țevile de extracție,
etc.).
Unitatea de pompare are rolul de a transforma, prin intermediul patrulaterului articulat
format de manivelel e 8, bielele 6 ș i balansierul 3, mișcarea de rotație de la motorul de acționare
într-o mișcare rectil inie alternativă a garniturii de
prăjini de pompare .
Capul de balansier 1 asigură prin forma sa
înfășurarea cablului 12 pe un arc de cerc cu centrul în
lagărul central 13 , astfel încât garnitura de prăjini de
pompare, suspendată la puntea 17, să se deplas eze pe
verticală, tangentă la acest cerc. Capul de balansier are
posibilitatea să se rabateze față de balansierul 3, prin
intermediul bolțului 2 pentru a p ermite executare a
operațiilor de intervenție la sondă. Lagărul sferic 4
face legătura dintre biele și balansier. Transmiterea
mișcării de rotație de la motorul de acționare la
reductorul de turație se realizează cu ajutorul unei
transmisii cu curele trapez oidale. Sistemul de frânare
11 permite oprirea instalației în poziția dorită.
Fig. 1.1 – Instalație de pompare
Pe lângă elementele specificate anterior, instalația de suprafață mai cu prinde :
contragreutățile de echilibrare 7 pentru cazul echilibrării ro tative, șasiu l 15, pe care este montat
întreg ansamblul și articulația sferică 9 ( butonul manivelei) . Reglarea lungimii de cursă se face
prin modificarea lungimii man ivelei, mutând a rticulația sferică în unul din alezajele practicate
de-a lungul manivelei, iar frecve nța de pompare se modifică schimbând șaiba motoare
atransmisiei prin curele.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
9
Tipuri de unități de pompare
Unutățile de pompare se calsifică după tr ei criterii prin cipale :
▪ După poziția reductorului pe rama de bază : varianta S (stabil), cu reductorul montat pe
un postament cu înălțime mică sau direct pe rama de bază și varianta T (transportabil), cu
reductorul montat pe un postament metalic înalt ;
▪ După modul de ech ilibrare : cu con trabalansare combinată, având contragreutăți montate
atât pe manivelă, cât și pe capătul din spate al balansierului (tip C), cu cotrabalansare rotativă,
având contragreutățile montate pe manivelă (tip M) și cu contrabalansa re oscilantă, av ând
contragreutățile montate pe capătul din spate al balansierului (tip B) ;
▪ După sarcin ă maximă la prăjina lustruită : unități de pompare de 0,9 ; 1,5 ;3 ;5 ;5,5 ; 6,4 ;
7 ; 9 ; 10 ; 12 ; 15 ; 19,3 tf.
In România se produc trei tipuri de u nități de pompar e :
▪ Unități de pompare convenționale pentru sarcini maxime la prăjina lustrui tă cuprinse
între 0,9 și 19,3 tf, cuplul maxim la reductor cuprins între 250 și 10000 daNm, respectiv lungimi
maxime de cursă la suprafață variind între 0,4 și 5 m ;
▪ Unități de po mpare de tip convențional cu geometria în spate și sarcini cuprinse între
3,5 și 16,6 tf ;
▪ Unități de pompare cu geometria în față, pentru sarcini cuprinse între 7,9 și 13,8 tf.
Unitățile de pompare sunt acționate printr -un sistem de transm isii mecanice fo rmat dintr –
o transmisie prin curele trapezoidale înguste și reductor cu roți cilindrice în două trepte , bifurcat
în treapta întâi. Sistemul de transmisii mecanice face obiectul studiului din lucrarea de licență .
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
10
CAPITOLUL 2 – CONSTRUC ȚIA ȘI FUNC ȚIONARE A SISTEMULUI DE
TRANSMISII MECANICE AL UNIT ĂȚII DE POMPARE
2.1 Clasificarea transmisiilor mecanice
Transmisiile mecanice sunt niște mecanisme destinate transmiterii mișcării cu sau fără
transformarea acesteia.
Clasificarea transmisiilor me canice :
▪ după fel ul conta ctului:
– cu contact direct (elemente rigide) :
– roți dințate
– roți de fricțiune
– cu contact indirect (elemente flexibile) :
– cu curele
– cu lanțuri
▪ după raportul de transmitere:
– constant
– variabil – continuu
– periodic
– în trepte
▪ după modul de transmitere:
– prin frecare :
-roți de fricțiune
– cu curele
– prin angrenare :
– roți dințate
– cu lanțuri
▪ din punctul de vedere al puterii transmise:
– de puteri mici
– cinematice
Reductoarele de turație sunt mecanisme care au raportul de transmitere constant format
din roți dințate montate fix pe arbori înt r-o carcasă înch isă. Reductoarele serv esc la micșorarea
turației și mai rar la amplificarea acesteia.
Reductoarele se pot clasifica astfel:
▪ după felul angrenajelor:
– cilindrice
– conice
– melcate
– combinate
– planetare
▪ după poziția arbor ilor:
– orizontale
– verticale
– înclinate
▪ după numărul de trepte:
– cu o treaptă
– cu două trepte
– cu mai multe trepte
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
11
Obiectul proiectului îl constituie proiectarea unui sistem de transmisii mecanice format
dintr -o transmisie cu curele trapezoi dale înguste conform STAS 7192/2 -83 și un reductor de
turație cu roți cilindrice cu dinți înclinați sau cu dantură în V, în două trepte
Reductorul trebuie să furnizeze un moment de torsiune de 10000 Nm la o turație de lucru
de 20 rot/min.
2.2. Construcți a și fun cționarea sistemului de transmisii mecanice
Sistemul de transmisii mecanice este format din două mecanisme:
– transmisia prin curele trapezoidale STAS 7192/2 -83 (TC);
– reductorul de turație (RT);
Energia mecanică se transmite de la m otorul electric prin roata de curea 1 c care este
montată pe arborele motorului. De la aceasta, prin intermediul curelelor, energia mecanică se
transmite la roata de curea condusă 2 c, care este montată pe arborele de intrare al reducto rului de
turație. Red uctorul de turaț ie conține două trepte de transmitere , intr -o construcție ce conține o
bifurcare a transmiterii momentului de torsiune în prima treaptă.
Roțile ce intră în construcția primei trepte sunt roți cilindrice cu dantură încl inată, cu
sensuri de înclinare a dinț ilor, opuse. Roțile din treapta a dou a sunt roți cilindrice cu dantură în
V.
Avantajul acestui tip de dantură o constituie faptul că forțele axiale își fac echilibrul pe
roată, nemaisolicitând suplimentar (axial) rulme nții. Arborii sunt re zemați în carcas ă prin
rulmenți.
Funcționarea sistemului de transmisii mecanice constă în transmiterea energiei mecanice
de la motor la arborii transmisiei prin curele trapezoidale înguste iar de la aceștia mai departe la
reductorul d e turație.
Transmite rea energiei mec anice de la motor la arborele de ieșire al reductorului de turație
se face cu reducerea vitezei unghiulare a organelor de mașini aflate în mișcare de rotație și
multiplicarea corespunzătoare a momentului de torsiune.
O parte din energia m ecanică se pierd e prin frecarea din cuplele cinematic e, frecare ce
este luată în considerare prin randamentele mecanice ale cuplelor cinematice.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
12
În continuare este prezentată schema cinematică a sistemului de transmisii mecanice:
Fig. 2.1 – Schema cinematică a sistemului de transmisii
Notațiile din schema cinematică au următoarele semnificații:
Ic-arborele conducător al transmisiei prin curele
IIc-arborele condus al transmisiei prin curele
1c și 2 c – roțile conducătoare și condusă ale tran smisiei prin curele
I-arborele conducător al reductorului de turație
II- arborele intermediar al reductorului de turație
III-arborele de ieșire al reductorului de turație
1, 1’-roțile pinion din treapta I (roți cilindrice cu dantură înclin ată)
2, 2’- roțile conduse din treapta I (roți cilindrice cu dantură înclinată)
3,3’- roțile pinion din treapta II (roți cilindrice cu dantură în V)
4,4’-roțile conduse din treapta II (roți cilindri ce cu dantură în V)
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
13
CAPITOLUL 3 – CALCULUL CINEMATIC ȘI D INAMIC GENERAL
3.1 Alegerea motorului de acționare
Pentru alegerea motorului de acționare se calculează puterea la arborele de ieșire, cu relația:
Piesire=Miesire
9,55 ⋅106=107
9,55 ⋅106=20,94 kW
Puterea la arborele motorului de acționa re se calculează ținând seama de randamentele
mecanice ale cuplelor cinematice, astfel:
▪ randamentul curelei: ηc=0,94…0,96 ; se adoptă: ηc=0,96
▪ randamentul rulmenților: ηr=0,985…0,99 ; se adoptă: ηr=0,99
▪ randamentul angrenajelor : ηa=0,98.. .0,99 ; se adoptă: ηa=0,985
PIII=P4=Piesire
ηr=20,94
0,99=21,15 kW
PII=P3=PIII
ηr⋅ηa=21,15
0,99 ⋅0,985=21,69 kW
PI=P1=PII
ηr⋅ηa=21,69
0,99 ⋅0,985=22,24 kW
PIIc=P2c=PI
ηr=22,24
0,99=22,47 kW
PIc=Pm=PIIc
ηr⋅ηc=22,47
0,99 ⋅0,96=23,64 kW
Admițând un coeficient de suprasarcină :
Ks=1,25
rezultă o putere necesară pentru motor dată de relația:
Pm=23,64 ⋅Ks=23,64 ⋅1,25=29,55 kW
Se alege motorul electric asincr on cu următoarel e caracteristi ci:
kW30 Pm=
-puterea motorului ;
ns=1460 rot/min – turația de sincronism ;
ASA 200L -4 380 V tensiunea de linie , 220 V tensiunea de fază ;
In=60 A; cos
=0,87; sn=0,027; Mtmax
Mtn=2,4; Mtpornire
Mtn=2,3; Ipornire
In=6,5;𝜂=0,9
Știind că s n=0,027, se poate calcula turația de lucru a motorului :
nm=(1-sn)⋅ns=(1-0,027) ⋅1460=1420,58 rot/min . Se admite n m=1420 rot/min.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
14
Pentru calculul turațiilor pe arbori și la ro țile dințate est e necesar să se repart izeze
rapoartele de transmitere pentru cele două mecanisme: transmisia prin curele (TC) și
reductorul de turație (RT).
Se admite pentru transmisia prin curele raportul de transmitere:
iTC=2
Dacă se admite că prin t ransmisia prin c urele există o pierdere de turație datorată
alunecării elastice de aproximativ 1,5% rezultă o turație la arborele condus al transmisiei prin
curele:
nIIc=nI=n1=nIc
1,015 ⋅iTC=1420
1,015 ⋅2=699,5 rot/mi n
Raportul de transmitere al reductorului de turație este:
iRT=nI
nIII=699,5
20=34,97
Repartizarea rapoartelor de transmitere pe trepte se calculează cu relația:
u1,2=1,05..1,13 ⋅√iRT=1,05..1,13 ⋅√34,97 =6,20…6,57 ;
Se admite u 1,2=6,20.
Raportul de t ransmitere pe tr eapta II se calculează cu relația:
u3,4=iRT
u1,2=34,97
6,20=5,66.
3.2 Calculul unor elemente cinematice
3.2.1. Calculul numerelor de dinți ale roților dințate
▪ Numerele de dinți pentru pinion, respectiv p entru roată, din treapta I
aw
mn=75…100 pentru roți îmbunătățite
Se alege un oțel de îmbunătățire; se adoptă aw
mn=75
Pentru unghiul de înclinare al danturii se recomandă:
β
45…20= grade, pentru danturi în V.
Se adoptă : β =300
Z1max=aw
mncosβ2
udat+1cos300 2
6,20+z=17,26 ; Z1max =17 dinți
z1=z1max; z2=z1⋅udat
Se adoptă: z1=17; z2=z1⋅udat=17⋅6,20 ≅108
Raportul de angrenare real este:
=uz2
z1=108
17=6,3529
▪ Numerele de dinți pentru pinion, respectiv pentru roată, treapta II
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
15
Se alege un oțel de îmbunătățire; se adoptă aw
mn=90
Se adoptă : β=250
Z3max =aw
mncosβ2
udat+1cos20 2
5,66+1=24,49; z3max=24 dinți
Cu aceleași recomandări, rezultă :
max3 3zz=
;
dat 3 4 uz z =
Se adoptă:
z3=24dinți ; z4=z3⋅udat=24⋅5,66 ≅136
Raportul de angrenare real u=z4
z3=136
24=5,66667
3.2.2. Calculul turațiilor pe arbori și la roțile dințate
nm=nIc=1420 rot/min
nIIc=nI=n1=nIc
1,015 ⋅iTC=1420
1,015 ⋅2=699,5 rot/min
nII=n2=n3=n1
u1,2=699,5
6,20=112,8 rot/min
nIII=n4=n3
u3,4=112,8
5,66=19,93 rot/min
3.2.3. Calculul vitezelor unghiulare pe arbori și la roțile dințate
Se calculează cu relația :
ω=π⋅n
30 [s-1]
ωm=π⋅nm
30=π⋅1420
30=152,81 s-1
ωIIc=ωI=ω1=π⋅n1
30=π⋅699,5
30=75,23 s-1
ωII=ω2=ω3=π⋅n2
30=π⋅112,8
30=11,84 s-1
ωII=ω2=ω3=π⋅n2
30=π⋅112,8
30=11,84 s-1
3.3 Calculul unor elemente dinamice
3.3.1. Calculul puterilor de regim (nominale)
Pm=30 Kw ; PIc=24 kW
PIIc=PIc⋅ηr⋅ηc=24⋅0,99 ⋅0,96=22,809 kW
PI=P1=PIIc⋅ηr=22,809 ⋅0,99=22,58 kW
PII=P2=P3=PI⋅ηa⋅ηr=22,58 ⋅0,985 ⋅0,99=22,02 kW
PIII=P4=PII⋅ηa⋅ηr=22,02 ⋅0,985 ⋅0,99=21,47 kW
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
16
3.3.2. Calculul puterilor de ca lcul
Puterile de calcul se obțin înmulțind puterile nominale cu coeficientul de suprasarcină
Ks=1,25.
Pm=30 kW
PIcc=Pm=30 kW
PIIc=PIIc⋅Ks=22,809 ⋅1,25=28,51 kW
PIc=P1c=22,58 ⋅1,25=28,225 kW
PIIc=P2c=P3c=22,02 ⋅1,25=27,52 kW
PIIIc=P4c=21,47 ⋅1,25=26,83 kW
3.3.3. Calculul momentelor de regim (nominale)
Se calculează cu relația: Mt=9,55 ⋅106⋅P
n [Nmm ]
MtIc=9,55 ⋅106⋅PIc
nIc=9,55 ⋅106⋅24
1420=161408 Nmm
MtIIc=9,55 ⋅106⋅PIIc
nIIc=9,55 ⋅106⋅22,809
699,5=303033 Nmm
MtI=Mt1=9,55 ⋅106⋅PI
nI=9,55 ⋅106⋅22,58
699,5=299990 Nmm
MtII=2⋅Mt2=2⋅Mt3=9,55 ⋅106⋅PII
nII=9,55 ⋅106⋅22,02
112,8=1857694 Nmm
MtIII=2⋅Mt4=9,55 ⋅106⋅PIII
nIII=9,55 ⋅106⋅21,473
19,93=10268760 Nmm
3.3.4.Calculul momentelor de calcu l
MtIcc=MtIc⋅Ks=156986 ⋅1,25= 196235 Nmm
MtIIcc=MtIIc⋅Ks=303033 ⋅1,25=378790 Nmm
MtIc=Mt1c=299990 ⋅1,25=374990 Nmm
MtIIc=2⋅Mt2c=2⋅Mt3c=1857694 ⋅1,25=2322120 Nmm
MtIIIc=2⋅Mt4c=10268760 ⋅1,25=12835950 Nmm
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
17
CAPITOLUL 4 – CALCULUL TRANSMISIEI PRIN CURELE TRAPEZOIDAL E
Calculul se face conform STAS 1163 -71.
Date inițiale de proiectare.
– Puterea nominală la roata de curea conducătoare P 1c = 24 kW;
– Turația roții de curea conducătoare n 1c = 1420 rot/min;
– Turația roții de curea conduse n 2c = 710 rot/min;
– Raportul de transmitere al transmisiei prin curele i c = 2
– Regimul de funcționare al transmisiei
Mașina motoa re – motor electric asincron cu rotorul în scurtcircuit.
Mașina de lucru – unitate de pompare.
Numărul de ore de lucru pe zi – 24h.
▪ Coeficientul de regim de funcționare:
Cf=1,7
Fig. 4.1 – Schița trans misiei prin curele trapezoidale înguste
▪ Puterea de calcul a transmisiei:
Pc=P1=24 kW
▪ Alegerea tipului de curea.
Din STAS 1163 -71 figura 5 pentru o putere P 1c = 24 kW și n 1c = 1420 rot/min se
recomandă o curea tip SPA având D p1 = 90÷250 mm.
Diame trul primitiv al roții de curea conducătoare se alege conform STAS 1162 -84 D p1 =
200 mm.
▪ Diametrul roții de curea conduse:
Dp2 = ic·Dp1 = 2·200 = 400 mm
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
18
▪ Diametrul primitiv mediu al ro ților de curea:
Dpm=(D p1+D p2)/2=(200+400)/2=300 mm
▪ Diametrul primitiv a l roții de întindere
Dp0=(1..1,5)·D p1=1,3·200=264 mm
▪ Distanța dintre axe:
Se recomandă ca distanța să se încadreze în intervalul:
0,7(D p1+D p2) ≥ A ≥ 2(D p1+D p2) =>
0,7(200+400) ≥A ≥ 2·(200+400) =>
420 ≥A ≥ 1200
se admite A = 800 mm.
▪ Unghiul dintre ramurile transmisiei prin curele:
γ=2arcsinDp2-Dp1
2A=2arcsin400-200
2⋅800=14,3 60=14021'
▪ Unghiul de înfășurare pe roata de curea conducătoare:
β1 = 180o – γ = 180o-14,360 = 165,64o
▪ Unghiul de înfășurare pe roata de curea condusă:
β2 = 180o + γ = 180o+ 14,36o = 194,36o
Lungimea primitivă a cur elei trapezoidale :
Lp=2⋅A+π⋅(Dp1+Dp2)
2+(Dp2-Dp1)2
4⋅A=
=2⋅800+π⋅(200+400)
2+(400-200)2
4⋅800=2554,5 mm
Din STAS se alege L pSTAS =2500 mm
▪ Recalcularea distanței dintre axe:
p=0,25 ⋅Lp-0,393 ⋅(Dp1+Dp2)=0,25 ⋅2500 -0,393⋅(200+400)=389,2
q=0,125 ⋅(Dp2-Dp1)=0,125 ⋅(400-200)=25
A=p+ √p2-q=389,2+ √389,22-25=778,367 mm
▪ Viteza periferică a curelei:
v=𝜋⋅𝐷𝑝1⋅𝑛1
60⋅1000=𝜋⋅200 ⋅1420
60⋅1000=15,28 m/s < v a=40 m/s
▪ Coeficientul de lungime:
Coeficientul de lungime al curelei, C L
Pentru curea tip SPA cu L pSTAS =2500 mm, C L = 1.
▪ Coeficientul unghiului de înfășurare, C β.
Pentru β 1 = 164,640 , C β = 0,96
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
19
▪ Puterea nominală transmisă de o curea:
Pentru curea tip SPA cu D p1 = 200 mm și i c =2 la n 1c =1420 rot/min din tabelul 15 rezultă
P0 = 8,67 kW
▪ Coeficientul numărului de curele:
Cz=0,90 pentru z o = 4..6 curele
▪ Numărul preliminar de curele, z o
z0=Cf⋅P1
CL⋅Cβ⋅P0=1,7⋅24
1⋅0,96 ⋅8,67=4,90
▪ Numărul defini tiv de curele :
z=z0
Cz=4,90
0,9=5,44
rezultă z = 5 curele .
▪ Numărul de roți ale transmisiei, χ:
χ=2
▪ Frecvența îndoirilor:
f=103⋅χ⋅v
Lp=1000 ⋅2⋅15,28:2500=12,24 Hz
▪ Forța periferică transmisă de curea:
Fu=102 P1c
v=10024
15,28=1570 N
▪ Forța de apăsare pe arbore:
Se recomandă S a = (1,5÷2)F u. Se admite S a = 1,75·1570 = 2750 N
▪ Cotele de modificare a distanței dintre axe:
X ; X≥0,03 Lp =>X≥ 0,03·2500=75 mm
Y ; Y≥0,0 15Lp =>Y≥ 0,015·2500=37,5 mm
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
20
CAPITOLUL 5 – CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC CU DINȚI
ÎNCLINAȚI DIN TREAPTA I
5.1 Date d e proiectare
▪ Puterea nominală de transmis ie
P=22,58 kW
▪ Turația pinionului angrenajului
n1=699,5rot
min
▪ Raportul de angrenare
udat=6,20
▪ Durata minimă de funcționare a angrenajului
ore 16000Lh=
▪ Condiții de funcționare a angrenajului
Sursa de putere; mașina antrenată; caracterul sarcinii
și mărimea șocurilor.
Motor electric, unitate de pom pare, șocuri moderate.
F
ig. 5.1 – Angrenaj cilindric
cu dinți înclinați
▪ Numarul de roți cu care a ngrenează pinionul 𝜒1,respectiv roata condusă 𝜒2
𝜒1=1 𝜒2=1
▪ Profilul cremalierei generatoare
αn=200; han*=1; cn*=0,25 ; ρn*=0,38 conform STAS 821 -82.
5.2. Alegerea materialelor și a tensiunilor limită
▪ Alegerea materialelor celor două roți și a tratamentului
Simbolul materialelor, tratamentul aplicat, duritățile obținute H 1, H 2, tensiunile de r upere 𝜎𝑟1,
𝜎𝑟2, limitele de curgere, 𝜎02.1, 𝜎02.2.
41MoCr11; îmbunătățire
H1=240HB σr1=950MPa 𝜎02.1=690MP
H2=240 HRC 𝜎𝑟2=950MPa 𝜎02.2=690MPa
▪ Tensiunile limită pentru solicitarea de contact, respectiv de încovoier e conform
ANEXA 20 .
𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 1=680MPa 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 2=680MPa 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 .𝑚𝑖𝑛 =680MPa
𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚 1 =550MPa 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚 2 =550MPa
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
21
5.3 Calculul de predimensionare
▪ Numerele de dinți pen tru pinion, respectiv pentru roată :
aw
mn=40…50 pentru roți cementate și călite
aw
mn=75…100 pentru roți îmbunătățite
Pentru oțelul de îmbunătățire al es, se adoptă aw
mn=75.
Pentru unghiul de înclinare al danturii se re comandă: β =20…45 grade, pentru danturi în V. Se
adoptă : β =300.
Z 1maxaw
mncosβ2
udat+1cos300 2
6,20+1=17,26 ;
iintd17 zmax1=
Recomandări:
Pentru roți îmbunătățite: dacă
25max1 z , se adoptă z1=z1max;
z1=z1max; z2=z1⋅udat
Se adoptă: z1=17; z2=z1⋅udat=17⋅6,20 ≅108 dinti
▪ Raportul de angrena re real:
=uz2
z1=108
17=6,3529
Se verifică îndeplinirea condiției
|1-u
udat|
u ;
u =0.025…0.03
|1-u
udat|≤|1-6,3529
6,20|=0≤Δu=0,0046
Se constată că este îndeplinită condiția |1-u
udat|
u .
La o transmisie cu roți dințate, compusă din mai multe angrenaje, la proiectarea ultimului
angrenaj, trebuie să se țină seama ca raportul de transmitere global san nu difere de cel impus cu
mai mult de
3%, adi că 0,03.
Dacă nu se verific ă condiția impusă, se mărește sau se micșorează
2z cu câte un dinte,
sau se aleg alte valori pentru
1z si
2z și se recalculeaz ă
u.
5.4 Elemente ne cesare calculului tensiunil or admisibile pentru predimensionare și a
numărului critic de dinți
▪ Factorul durabilității pentru solicitarea de contact ZN
Se alege în funcție de material, tratament și numărul de cicluri de solicitări. Pentr u aceasta
trebuie calculate numărul de cicluri de solicitări,
1LN și
2LN pentru cele două roți.
2n
= n1
u=699,5
6,20=113,14 rot/min
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
22
1LN = 60⋅n1⋅Lh⋅χ1=60⋅699,5 ⋅1600 0⋅1=6,97 ⋅108 cicluri
2LN
= 60⋅n2⋅Lh⋅χ2=60⋅112,8 ⋅16000 ⋅1=1,08 ⋅108 cicluri
NBH=5⋅107
cicluri pentru oțeluri de îmbunatatire, imbunătățite
Pentru NL≥NBH, se admite ZN=1.
1 Z1N=
1 Z2N=
▪ Factorul raportului durităților flancurilor dinților
WZ
Se alege în funcție de duritatea flancurilor dinților, adoptându -se, inițial, pentru flancul activ al
pinionului, o rugozitate
1aR .
1 ZW=
în cazul în care ambele roți au durită țile sub
350 HB sau peste
400 HB
În aplicația considerată, ambele roți au duritatea peste
350 HB,
=1H
240HB , H2= 240HB
1 ZW=
▪ Factorul durabilității pentru solicitarea de încovoiere
NY
Se alege în funcție de material, tratament și numărul de cicluri de solicitări. Pentru aceasta
trebuie calculate numărul de ci cluri de solicităr i,
1LN si
2LN pentru ce le doua roti.
NL1 = 60⋅n1⋅Lh⋅χ1=60⋅699,5 ⋅16000 ⋅1=6,9 ⋅108 cicluri
N𝐿2 = 60⋅n2⋅Lh⋅χ2=60⋅112,8 ⋅16000 ⋅1=1,08 ⋅108 cicluri
Pentru NL≥NBH, se admite YN=1.
NBF=3⋅106pentru oțeluri de îmbunătățire, îmbunătățite (deoarece NL1≥NBF si NL2≥NBF)
YN1=1 YN2=1
▪ Factorul de corecție a tensiunilor de încovoiere la baza dintelui
SaY
Se stabilește în funcție de deplasările de profil
1nx ,
2nx și de numerele de dinți ai roților
echivalente zn1, zn2 ; YSa1=f(zn1,xn2) YSa2=f(zn2,xn2)
Pentru predimensionare, se consideră xn1=0, xn2=0
zn1=z1
cos3β=17
cos3300≈26 zn2=z2
cos3β=108
cos3300≈166
Pentru:
αn=20 han*=1 cn*=0,25 ρan*=0,38 și
zn1=26 zn2=166 xn1=0 xn2=0
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
23
Se aleg:
59,1 Y1Sa=
83,1 Y2Sa=
▪ Factorul relativ de sensibili tate al materialul ui la concentratorul de tensiuni de la baza
dintelui, la durabilitate nelimitată (factorul de reazem) Yδ
Se alege în funcție de material, tratament, limita de curgere a materialului și factorul de corecție
a tensiunilor de încovoiere l a baza dintelui.
Yδ1=0,98 pentru YSa1=1,59 și σ02.1=690MPa
Yδ2=1,05 pentru YSa2=1,83 și σ02.2=690MPa
▪ Factorul zonei de contact ZH
Pentru predimensionare:
ZH=2,49 ⋅√cosβ=2,49 ⋅√cos300=2,31
▪ Factorul înclinării dinților pentru solicitarea de contac t
Zβ=√cosβ=√cos300=0,93
▪ Factorul de elasticitate al materialelor roților
EZ
In cazul în care ambele roți sunt exec utate din oțel laminat:
ZE=189.8MPa
5.5 Tensiunile admisibile pentru soli citarea de contact, respectiv de incovoiere, pentru
predimensionare
σHP1=0,87 ⋅σHlim1⋅ZN1⋅Zw=0,87 ⋅680⋅1⋅1=591,6 MPa
σHP1=0,87 ⋅σHlim2⋅ZN2⋅Zw=0,87 ⋅680⋅1⋅1=591,6 MPa
σHP=min (σHP1,σHP2) = 591,6 MPa
σFP1=0,8 ⋅σFlim1⋅YN1⋅Yδ1=0,8 ⋅550⋅1⋅0,98=431,2 MPa
σFP2=0,8 ⋅σFlim2⋅YN2⋅Yδ2=0,8 ⋅550⋅1⋅1,05=462 MPa
5.6 Numărul critic de dinți ai pinionului, pentru calculul de predimensionare conform
Anexa 21
zn1cr⋅YSa1⋅YFa1=(1…1,3) ⋅(ZE⋅ZH⋅Zβ)2⋅σFP1⋅(u+1)
σHP2⋅u⋅cos2β
zn1cr⋅YSa1⋅YFa1=1,2 ⋅(ZE⋅ZH⋅Zβ)2⋅σFP1⋅(u+1)
σHP2⋅u⋅cos2β=
=1,2 ⋅(189,8 ⋅2,31 ⋅0,93)2⋅431,2 ⋅(6,35+1)
591,62⋅6,35 ⋅cos2300=382
S-a adoptat val oarea i ntermediară 1,2 din fața expresiei.
Din ANEXA 21, admițându -se xn1=0, rezultă pentru zn1cr⋅YSa1⋅YFa1=110
zn1cr=110
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
24
Pentru predimensionare, numărul critic de dinți se calculează cu relatia :
z1cr=zn1cr⋅cos3β=110 ⋅cos3300≈71.
5.7 Cr iteriul siguranței în funcționare a angrenajului, pentru predimensionare
Pentru z1≤z1cr solicitarea principală este solicitarea de contact;
Pentru z1>z1cr solicitarea principală este solicitarea de încovoiere.
In aplicația considerat ă 𝑧1=17 z1cr=71 z1≤z1cr
Solicitarea principală este solicitarea de contact.
5.8 Distanța dintre axe la predimensionare la încovoiere,
wia , respectiv la c ontact,
wca
awi=(0,75…0,9) ⋅√Mt1⋅z1⋅(u+1 )2⋅KA
ψa⋅cosβ⋅YSa⋅YFa
σFP3
awc=(0,8…0,9) ⋅(u+1) ⋅√Mt1⋅KA⋅(ZE⋅ZH⋅Zβ)2
ψa⋅σHP2⋅u3
Se calculează valorile maxime și minime ale distanțelor dintre axe pentru cele două tipuri de
solicitări :
mm657,147 00959,030cos25,025,1)135,6(17 14999575,0Y Y
cosK)1u(z M75,0 a
3
023
FPFa Sa
aA2
1 1t
min.wi
= + == + =
mm721,22535,66,59125,0)93,031,28,189(25,1 149995)135,6(8,0u)ZZZ( K M)1u(8,0 a
3
223
2
HP a2
H E A 1t
min.wc
= + == + =
mm188,177 00959,030cos25,025,1)135,6(17 1499959,0Y Y
cosK)1u(z M9,0 a
3
023
FPFa Sa
aA2
1 1t
max.wi
= + == + =
mm937,25335,66,59125,0)93,031,28,189(25,1 149995)135,6(9,0u)ZZZ( K M)1u(9,0 a
3
223
2
HP a2
H E A 1t
max.wc
= + == + =
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
25
5.9 Calculul modulului
Se calculează modulul normal maxim și minim rezultat din cele două tipuri de solicitări
mm46,217 10830cos 657,1472
zzcos a2m0
1 2min.wi
min.ni =+ =+ =
mm127,317 10830cos 721,2252
zzcos a2m0
1 2min.wc
min.nc =+ =+ =
mm455,217 10830cos 188,1772
zzcos a2m0
1 2max.wi
max.ni =+ =+ =
mm518,317 10830cos 937,2532
zzcos a2m0
1 2max.wc
max.nc =+ =+ =
COMENTARIU
Având în vedere fapt ul că solicitarea principal ă este solicitarea de contact, în exe mplul
considerat vor fi luate în considerare doar valorile modului obținute din condiția restrictivă, cea
de cont act. Se va adopta o valoare standardizată a modulului, cuprinsa în intervalul
mm127,3 mmin.nc=
și
mm518,3 mmax.nc = .
Trebuie ca
min.n nm m
mm1 mmin.n=
, pentru transmisii de putere;
mm2 mmin.n=
, pentru danturi ce ment ate și călite.
În caz contrar, se aleg valori mai mici pentru raportul 𝑎𝑤
𝑚𝑛, reluân du-se calculul sau se adoptă
modulul minim și se recalculează numerele de dinți.
Se adoptă: mn=3,5 mm conform STAS 822 -82.
5.10 Elementele geometrice ale rotilor si angrenajului
▪ Distanța dintre axele de referință
a=1
2⋅mn
cosβ⋅(z2+z1)=1
2⋅3,5
cos300⋅(108+17)=252,590 mm
Distanț a dintr e axe standardizată cea mai apropiată este :
aw=250 mm
▪ Unghiul real de angrenare, unghiul real d e angrenare în plan frontal, respect iv în plan
normal
αn=200; αn.rad=αn⋅π
1800=200⋅π
1800=0,34907
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
26
5.11 Verif icarea condițiilor de funcț ionare corectă a angrenajului
▪ Condiția de evitare a interferenței
2630cos17
coszz0 3 31
1n = =
;
16630cos108
coszz0 3 32
2n = =
705,01726 14
17z 14x1n
min.1n −=−=−=
;
941,81716614
17z 14x2n
min.2n −=−=−=
705,0 x 08457,0 xmin.1n 1n −= −= ;
941,8 x 53728,0 xmin.2n 2n −= −=
Se observă ca este îndeplini tă condiția e vitării interferenței
▪ Condiția de evitare a ascuțirii dintelui
Pentru o țeluri de îmbunătățire
n min.an m25,0: s = ;
875,0 smin.an= mm
035,3 s1an= mm ;
251,3 s2an= mm
mm875,0 s 035,3 smin.an 1an = = ;
mm875,0 s 251,3 smin.an 2an = =
Se constată că este îndeplinită și condiția de evitare a ascuțirii dintelui
▪ Gradul de acoperire al angrenajului în plan frontal, εα, suplimentar, εβ și total εγ
78,2795,22cos5,3 230cos 338,21sin 2502 384,402 887,438 338,63 284,74cosm 2cos sina2 d d d d
00 0 2 2 2 2t nwt w2
2b2
2a2
1b2
1a
= − − + −==− − + −=
3.1…1.1:min.=
;
3,1…2,1 78,2min. =
mm5,62 25025,0 a bw a = ==
Se adoptă:
63b=
mm
86,25,330sin63
msinb0
n===
65,6 86,2 78,2 = + =+=
5.12 Elementele geometrice ale roților și angrenajului echiv alent
▪ Numerele de dinți ai roților echivalente
zn1=z1
cos2βb⋅cosβ=17
cos228,0240⋅cos300≈25,19
zn2=z2
cos2βb⋅cosβ=108
cos228,0240⋅cos300≈160
▪ Diametrele cercurilor de divizare ale roților echivalente
dn1=mn⋅zn1=3,5 ⋅25,19=88,168 mm
𝑑𝑛2=𝑚𝑛⋅𝑧2=3,5⋅160 =560 mm
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
27
▪ Diametrele c ercurilor de bază ale roțil or echivalen te
dbn1=dn1⋅cosαn=88,168 ⋅cos200=82,851 mm
dbn2=dn2⋅cosαn=560 ⋅cos200=526,348 mm
▪ Diametrele cercurilor de cap a le roților echivalente
dan1=dn1+da1-d1=88,168+74,284 -68,704=93,747 mm
dan2=dn2+da2-d2=560+438,887 -436,476=562,538 mm
▪ Distanța dintre axe a angrenajului echivalent
awn=a
cos2βb⋅cosαn
cosαwn=252,59
cos228,0240⋅cos200
cos18,7360=321,645 mm
▪ Gradul de acoperire al an grenajului echivalent
εαn=√dan12-dbn12+√dan22-dbn22-2awn⋅sinαwn
2π⋅mn⋅cosαn=
=√93,74 72-82,85 12+√562,53 82-526,34 82-2⋅321,645 ⋅sin18,7360
2⋅π⋅3,5⋅cos200=1,72
5.13 Verificarea angrenajului
▪ Elemente necesare calcul ului tensiunilor admisibile pentru verificare
Tensiunile limită sunt aceeleași, deoarece se utilizează același material.
In cazul în care se ajunge la conclu zia că trebuie schimbate materialele, se reia calculul de la
inceput, adică de la datele de proiect are.
σHlim1=680 MPa σHlim1=680 MPa
( )2limH 1limH min.limH , min =
680min.limH = MPa
5501limF=
MPa
5501limF= MPa
▪ Viteza periferică pe cercul de divizare
v=π⋅d1⋅n1
60⋅1000=π⋅68,704 ⋅699,5
60⋅1000=2,58m/s
▪ Alegerea treptei de p recizie
Treapta de pre cizie se alege în funcție de destinația angrenajului, viteza periferică, avându -se în
vedere dacă dantura este sau nu înclinată și procedeul de prelucrare mecanică a danturii.
Se adoptă treapta 8 de precizie, admițându -se:
– reduct or de uz general;
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
28
– viteza pe riferică 2<v≤5
sm
– dantura înclinată;
– prelucrarea danturii se face cu freza melc;
– TP = 8
• Alegerea rugozitații flancului dintelui și a zonei de racordare
Pentru alegerea rug ozității s -a ținut seama de :
– treapta de precizie: TP = 8;
– procedeul de prelucrare: frezare ingrijită;
Ra1=0,8 Ra2=0,8 pentru flanc
Rar1=1,6 Rar2=1,6 pentru zona de racordare
Rugozitatea zonei de racordare are valoa rea im ediat mai mare rugozității flancului.
• Factorul rugozității flancurilor pentru solicitarea de contact Z R , respectiv pentru
solicitarea de încovoiere la baza dintelui Y R
Se alege în functie de 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 .𝑚𝑖𝑛, rugo zitatea flancurilor dinților Rz1, Rz2 și distanța dintre axe aw.
Rz1=6⋅Ra1=6⋅0,8=4,8 Rz2=6⋅Ra2=6⋅0,8=4,8
( ) ( )
035,322501008,48,4
2a100R R
Rw2z 1z
100z = +
= +
=
Pentru Rz100=3,035 și σHlim 1=680 MPa , σHlim 2=680 MPa rezultă:
ZR1=1 ZR2=1 ZR=1
YR– pentru zon a de racordare de la piciorul dintelui
Se alege în funcție de material, t ratament și rugozitatea zone i de racordare de la piciorul
dintelui Rzr1=6⋅Rar1=6⋅1,6=9,6 Rzr2=6⋅Rar2=6⋅1,6=9,6
YR1:=1,02 YR2=1,02 (pentru oțeluri îmbunăt ățite)
• Alegerea lubrifiantului
Alegerea lubrifiantului se face în funcție de rezistența de rupere
2r a materialului roții și viteza
periferică a angrenajului.
Pentru σr2=950 MPa și v=2,58
sm se alege uleiul cu ν=120 cST
Tipul de ulei cu aceste caracteristici este TIN125EP ; TU:=125 ;ν=125 cST
• Alegerea factorului de u ngere ZL
Se alege în funcție de vâscozitatea cinemati că a lubrifiantului și rezis tența limită a materialului la
conta ct. Pentru :
ν=120 cST și σHlim 1=680 MPa rezultă: ZL=1,04
•
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
29
• Facto rul de viteză Zv
Se alege în funcție de rezis tența limită minimă 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 .𝑚𝑖𝑛 și viteza periferică a angrenajului.
Pentru v=2,58
sm
și
680min.limH = MPa rezulta : Zv=0,94
• Factorul de corec ție a tensiunilor de încovoiere la baza dintelui YSa
YSa=f(zn,xn)
Pentru αn=200 αn=200; han*=1; cn*=0,25 ; ρn*=0,38 și
zn1=25,19 zn2=160 xn1=-0,08457 xn2=-0,53728
Se aleg: Ysa1=1,62 Ysa2=1,94
• Factorul relativ de sensibilitate al materialului la concentrat orul de tensiuni de la baza
dintelui, la d urabilitate nelimitată (factor ul de reazem)
Y
Se alege în funcție de material, tratament, limita de curgere a materialului și factorul de corecție
a tensiunilor de încovoiere la baza dintelui.
Yδ1=0,982 pentru YSa1=1,62 și σ02.1=690 MPa
Yδ2=1,07 pentru YSa2=1,94 și σ02.2=690 MPa
• Factor ul relativ de sensibilitate al materialului l a concentratorul de tensiuni de la baza
dinte lui, la solicitare statică Yδst
Se alege în funcție de material, tratament, limita de curgere a materialului
02 , fact orul
SaY ,
gradul de acoperire fr ontal al angrenajului echivalent
n .
Pentru 𝑌𝑆𝑎1=1,62 εαn=1,72 σ02.1=690 MPa
oțel de îmbunatățire , îmbunătățit Yδst1=0,94
Pentru YSa2=1,97 εαn=1,72 σ02.2=690 MPa
otel de îm bună tățire, îmbunătățit Yδst2=1,25
• Factorii de mărime pentru solicitările de încovoiere 𝑌𝑋, respectiv de contact
XZ
Se alege în fun cție de modulul danturii
nm , de materialul roților ș i tratamentul aplicat.
Pentr u
5,3 mn= și oțel de îmbunătățire, rezultă:
1 YX=
1 Y1X=
1 Y2X=
1 ZX=
• Factorul durabilității pentru solicitarea de contact
NZ
Se alege în funcție d e material, tratament și numărul de cicluri de solicitări.
Pentru aceasta trebuie calculate numărul de cicluri de solicitări,
1LN și
2LN pentru cele două
roți.
n2=n1
u=699,5
6,20=112,8 rot/min
NL1=60⋅n1⋅Lh⋅χ1=60⋅699,5 ⋅16000 ⋅1=6,9 ⋅108cicluri
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
30
NL2=60⋅n2⋅Lh⋅χ2=60⋅112,8 ⋅16000 ⋅1=1,08 ⋅108 cicluri
7
BH 105 N =
pentru oțeluri de îmbunătățire, îmbunătă țite
5
StH10 N=
6,1 ZmaxN= pentru oțeluri de îmbunătă țire, îmbunătățite
Dacă
BH 1LN N , atunci
1 Z1N=
BH 2LN N
, atunci
1 Z2N=
In aplicația considerată
BH 1LN N ,
BH 2LN N
1 Z1N=
1 Z2N=
• Factorul durabilității pentru solicit area de încovoiere
NY
Se alege în funcție de material, tratament ș i numărul de cicluri de solicitări.
Numărul d e cicluri de solicitări,
1LN și
2LN pentru cele două roți au fost calculate anterior.
6
BF 103 N =
;
4
StF10 N= pentru oțeluri de îmbunătățire, îmbunăt ățite
5,2 YmaxN=
pentru oțeluri de îmbunătățire, îm bunătățite .
In aplicația considerată
BF 1LN N
BF 2LN N
1 Y1N=
1 Y2N=
▪ Factorul raportului durităților flancurilor dinților
WZ
Se alege în funcție de duritate a flancurilor dinților.
In aplicația considerată,
HB240 H1= și
HB240 H2=
(Ambele roți au duritatea sub 350 HB)
1 Zw=
▪ Coeficienții de siguranță minimi pentru solicitare a de contact, respectiv de încovoiere
15,1 SminH=
25,1 SminF=
5.14 Tensiunile admisibile pentru calc ulul de dimensionare si verificare
MPa57815,11194,0104,11 680SZ ZZZZ Z
minHX W v R L 1N 1limH
1HP
= == =
MPa57815,11194,0104,11 680SZzZZZ Z
minHX W V R L 2N 2limH
2HP
= == =
( )2HP 1HP minHP , min =
578minHP =
MPa
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
31
MPa44025,1102,1 982,01 550
SY YY Y
minF1X 1R 1 1N 1limF
1FP = = =
MPa48025,1102,107,11 550
SY Y Y Y
minF2X 2R 2 2N 2limF
2FP = = =
5.15 Elemente necesare calculului numărului cri tic de dinți ai pinionului
▪ Factorul de elasticitate al materialelor roților
EZ
ZE=189.8
MPa
Se păstreaza valoarea factorului de elasticitate al roților, deoare ce s-au păstrat condițiile de la
punctual 3.3.8. Ambel e roți sunt executate din oțel laminat.
▪ Factorul zonei de contact
HZ
3,2338,21tg 79,22cos30cos2
tg coscos2Z0 0 20
wt t2b
H ===
▪ Factorul în clinării dinților pentru solicitarea de contact
93,0 30cos cos Z0= = =
▪ Factor ul gradului de acoperire pentru solicitarea de contact
Z
Se poate calcula astfel:
Dacă
1 ,
59,078,21 1Z = ==
▪ Factorul gradului de a coperire pentru solicitarea de încovoiere
Y
68,072,175,025,075.025,0 Y
n= + =+ =
• Factorul înclinării dinților pentru solic itarea de încovoiere
Y
Se definește:
78,1 78,21 1 Ymin −= −=−=
Dacă
75.0 Ymin , se consideră
75,0 Ymin=
Trebuie sa fie îndeplinită condiția:
minY Y
se calculeaza cu relația:
28,01203086,211201 Ygrad= −=−=
Se admite
75,0 Y=
Y
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
32
▪ Factorul de repartizare a sarcinii pe lățimea danturii pentru solicitarea de contact
HK
Se alege în funcție de duritatea roților
1H si
2H , poziția roților angrenajului în raport cu
lagărele arborilor transmisiei și de coeficientul
.d
ψd=ψa⋅u+1
u=0,25 ⋅6,20+1
6,20=0,28;
03,1 KH=
In aplicația conside rată s -au avut în ve dere:
– roțile sunt situate simetric față de lagăre;
– ambele roți au duritățile sub
HB240 H1= și
HB240 H2= .
▪ Factorul de repartizare a sar cinii pe lățimea danturii pentru solicitarea de încovoiere
FK
Se alege în funcție de duritatea roților
1H și
2H , poziția roților angrenajului în raport cu
lagărele arborilor transmisiei și de c oeficientul
.d
In aplicația considerată s -au avut în vede re:
– rotile sunt situate simetric fată de lagăre;
– ambel e roți au duritățile sub
HB240 H1= și
HB240 H2= .
–
28.0d=
05,1 KF=
▪ Facto rii de repart izare a sarcinii în plan frontal, pe perechile de dinți aflate s imultan în
angrenare, pentru solicitarea de contact
HK , respectiv pentru încovoiere
.KF
Mărimile de care depind acești factori sunt:
▪
tF – forța tangențială corespunzătoare diametrului de divizare, exprimată în N;
▪
,H1
2H– duritățile roților;
▪
b – lățimea roților;
▪
pbrf – abaterea efectivă a pasu lui de bază;
▪
q – factor auxiliar care se va calcula.
Pentru u n angrenaj nou,
2pb pbrf f= și care se alege în funcție de modul, treapta de precizie și
diametrul de divizare al roții conduse.
N 4366704,681499952
dM2F
11t
t ===
Pentru
5,3 mn=
mm
478,436d2=
mm și treapta de pr ecizie
8 TP=
24 f2pb=
;
2pb pbrf f= ;
24 fpbr=
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
33
55,1
6343664 241.04
bF4 f1.04:q
tpbr=
−+ =
−+ = pentru roți cu
HB H350
Factorul auxiliar are valoarea:
55,1 q=
Dacă
5,0 q ; se consideră
1q= .
Suntem în cazul
5,0 q . Se adoptă:
1q= ;
59,0Z=
( )()( )()78,2
59,011 5.0121
Z11 5.0 q21 K2 2 H =
+− −+=
+− − +=
Pentru factorul
FK se consideră:
2
;
( )( )1 5.0q21:KF − −+= ;
78,2 KF=
▪ Factorul dinamic
VK
Se alege în funcție de viteza
v , numărul de dinți
1z și treapta de precizie.
( )TP,z,vf K1 V=
Pentru
86,2= ,
1 ,
58,2v=
sm ,
8 TP= ,
43,0100zv1= ; Rezultă:
1,1 KV= .
5.16 Numărul critic de dinți ai pinionului
zn1cr⋅YSa1⋅YFa1=(ZE⋅ZH⋅Zε⋅Zβ)2
Yε⋅Yβ⋅σFP1
σHP12⋅KHβ
KFβ⋅KHα
KFα⋅u+1
u⋅1
cos2βb=
=(189,8 ⋅2,3⋅0,59 ⋅0,93 )2
0,68 ⋅0,75⋅440
5782⋅1,03
1,05⋅2,78
2,78⋅6,35+1
6,20⋅1
cos228,024=223
Pentr u
08457,0 x1n−= și
223 Y Y z1Fa 1Sa cr1n = Rezultă:
52 zcr1n=
z1cr=zn1cr⋅cosβ⋅cos2βb=52⋅cos300⋅cos228,0240=35
▪ Criteriul siguranței în funcționare a angrenajului, pentru dimensionare ș i verificare
17z1=
35 zcr1=
Se constată că în continuare
cr1 1zz și, ca atare, solic itarea restrictivă r ămâne solicitarea de
contact.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
34
5.17 Recalcularea coeficientului de l ățime a danturii și a lățimii r oților
arec
25785,025059,25225,0aa3 3
wa arec = =
=
Trebuie să fie îndeplini tă condiția:
a
aarec1 −
unde
12.0…1.0a=
Se constată că este îndeplinită condiția.
46,64 250 25785,0 a bw arec = ==
4…1b=
mm65b=
Trebuie ca
nmb
Se admite
3:b= ;
b b2=
mm ;
mm68365b bb2 1 =+=+=
5.18 Calculul tensiunilor efective pentru cele două tipuri de solicitări
În mod firesc, ar trebui calculate tensiun ile doar pentru solicitarea restrictivă. In aplicația
considerată în care
crzz1 1 ar trebui facută verificarea doar p entru solicitarea de contact.
Avănd în vedere că au fost calculați toți factorii și că programul permite un calcul facil,
se vor face verificările la ambele tipuri d e solicitări.
( )
( )
MPa159338,21cos795,22cos62,16,275,068,078,205,11,125,130cos 250682135,617 149995coscosY YYY K K K K
cos ab21uz M
20 2
0 22wt2t2
1Sa 1Fa F F V A 2
w 12
1 1t
1F
== + ==
+=
MPa16762,197,1
6,215,2
6568159YY
YY
bb
1Sa2Sa
1Fa2Fa
21
1F 2F = = =
( )
( )
MPa515338,21cos795,22cos
35,6652135,678,203,11,125,1 149995
25093,059,03,28,189coscos
ub21u K K K K M
aZZZZ
00 3wtt
23
H H V A 11t
wH E
H
== + ==+ =
MPa578 515HP H = =
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
35
Se constată că angrenajele sunt bine proiectate, tensiunile efective fiind mai mici decât cele
admisibile la ambele tipuri de solicitări.
1FP 1F
2FP 2F
1HP H
2HP H
5.19 Forțele din angrenajul cilindric cu dinți înclinați
N 4412681499952
dM2F
1w1t
1t ===
;
N 172830cos736,18tg 4412
costgFF00
wn 1t
1r ===
N 2547 30tg 4412 tgF F0
1t 1a = ==
1t 2tF F=
1r 2rF F=
1a 2aF F=
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
36
CAPITOL UL 6 – CALCULUL ANGR ENAJULUI CILINDRIC CU DINȚI ÎN V DIN
TREAPTA a II a
6.1. Date de proiectare
▪ Puterea normală de transmis P=29,55 kW
▪ Turația pinionului angrenajului n3=112,8rot
min
▪ Raportul de angrenare
66,5 udat=
▪ Durata minimă de funcționare a ang renajului
ore 16000Lh=
▪ Condiții de funcționare a angrenajului
Sursa de putere; mașina antrenată; caracterul sarcinii și mărimea șocurilor.
Motor e lectric, unitate de pompare, șocuri moderate.
▪ Numarul de roți cu care angrene ază pinionul
3 ,
respectiv roata c ondusă
4
13=
14=
▪ Profilul cremalierei generatoare
0
n20=
;
1 h*
an= ;
25,0c*
n= ;
38,0*
n= conform STAS 821-82.
6.2. Alegerea materialelor și a tensiunilor limită
▪ Alegerea materialelor celor dou ă roți și a tratamentului
Simbolul materialelor, tratamentul aplicat , duritățile obținute H 3, H 4, tensiunile de rupere
3r ,
4r
, limitele de curgere,
3.02 ,
4.02 .
42CrMo4; îmbunătățire
HB240 H3=
3r
MPa950=
3.02
MP690=
HRC240 H4=
4r
MPa950=
4.02
MPa690=
▪ Tensiunile limită pentru solicitarea de contact, respectiv de încovoiere
3limH
MPa700=
4limH
MPa700=
min.limH
MPa700=
3limF
MPa550=
4limF
MPa550=
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
37
6.3. Calculul de predimensionare
▪ Numerele de dinți pentru pinion, respectiv pentru roată
nw
ma
100…75=
pentru roți îmbunătățite ;
nw
ma
90=
Pentru unghiul de înclinare al danturii se recomandă:
β
45…20= grade, pentru danturi în V. Se adoptă :
025=
49,241 66,5225cos901 u2cosmaz0
dat nw
max3 =+ =+ =
;
iintd24 zmax3=
Pentru roți îmbunătățite, dacă
25 zmax3 , se adoptă
max3 3zz= ;
Se adoptă:
24z3= dinți;
13666,524 uzzdat 3 4 ==
Raportul de angrenare real
=u
66667,524136
zz
34= =
Se verifi că îndeplinirea condiției
0046,0u 0011,066,566667,51uu1
dat= = − −
03.0…025.0=
6.4. Elemente necesare calculului tensiunilor admisibi le pentru predimensionare si a
numarului critic de dinti
▪ Factorul durabilităț ii pentru solicitarea de contact
NZ
4n
= n3
u=112,8
5,66=19,93 rot/min
3LN
= 60⋅n3⋅Lh⋅χ3=60⋅112,8 ⋅16000 ⋅1=1,08 ⋅108 cicluri
4LN
= 60⋅n4⋅Lh⋅χ4=60⋅19,93 ⋅16000 ⋅1=1,91 ⋅107 cicluri
7
BH 105 N =
cicluri pentru oțeluri de îmbunatatire, imbunătățite.
Deoarece
BH LN N și
BH 4LN N ,
1 Z3N= ;
07,1 Z4N= .
▪ Factorul raportului durităților flancurilor d inților
WZ
1 ZW=
deoarece ambele roți au duritatea peste
350 HB,
=3H
HB240 ,
=4H
HB240
1 ZW=
▪ Factorul du rabili tății pentru solicitarea de încovoiere
3LN
=
81008,1 cicluri,
4LN =
71091,1 = cicluri
6
BF 103 N =
pentru oțeluri de îmbu nătățire, îmbunătățite. Deoarece
BF 3LN N si
BF 4LN N
rezulta :
1 Y3N=
1 Y4N=
▪ Factorul de corecție a tensiunilor de înc ovoiere la baza dintelui
SaY
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
38
Pentru predimensionare, se consideră
0 x3n= ,
0 x4n=
3225cos24
coszz0 3 33
3n ==
18225cos136
coszz0 3 34
4n ==
Pentru:
20n=
1 h*
an=
25,0c*
n=
38,0*
an= și
32 z3n=
182 z4n=
0 x3n=
0 x4n=
Se aleg :
64,1 Y3Sa=
85,1 Y4Sa=
▪ Factorul relativ de sensibilitate al materialului la concentratorul de tens iuni de la baza
dintelui, la durabilitate nelimitată (factorul de reazem)
Y
985,0 Y3=
pentru
64,1 Y3Sa= și
3.02
MPa690=
05,1 Y4=
pentru
85,1 Y4Sa= și
4.02
MPa690=
▪ Factorul zonei de contact
HZ
Pentru predimensionare
37,2 25cos 49,2 cos 49,2 Z0
H = = =
▪ Factorul înclinării dinților pentru solicitarea de contact
95,0 25cos cos Z0= = =
▪ Factorul de elasticitate al mate rialelor roților
EZ
In cazul în care ambele roți sunt ex ecutate din oțel laminat:
EZ
MPa8.189=
6.5 Tensiunile admisibile pentru solicitarea de contact, respectiv de incovoiere, pentru
predimensionare
MPa6091170087,0 Z Z 87,0w 3N 3limH 3HP = = =
MPa652107,170087,0 Z Z 87,0w 4N 4limH 4HP = = =
minHP= (
4HP 3HP, ) = 609 MPa
MPa433 985,015508,0 Y Y 8,03 3N 3limF 3FP = = =
MPa46205,115508,0 Y Y 8,04 2N 4limF 4FP = = =
6.6. Numărul critic de dinți ai pinionului, pentru calculul de predimensionare
( ( + = 2 2
HP3FP 2
H E 3Fa 3Sa cr3ncosu)1u()ZZZ)3,1…1 Y Y z
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
39
(
( 36825 cos66,5 609)1 66,5( 550)95,037,28,1892,1cosu)1u()ZZZ2,1 Y Y z
0 2 222 2
HP3FP 2
H E 3Fa 3Sa cr3n
= + == + =
S-a adoptat valoarea intermediară 1,2 din fața expresiei.
Pentru
0 x1n= , si
368 Y Y z3Fa 3Sa cr3n = rezulta:
110 zcr3n=
Pentru predimensionare, numărul critic de dinți se calculează cu relatia :
81 25cos 110 cos z z0 3 3
cr3n cr3 = =
6.7 Criteriul siguranței în funcționare a angrenaj ului, pentru predimensionare
Pentru
cr3 3zz solicitarea principală este sol icitarea de contact;
In aplicația considerată
24z3=
81 zcr3=
cr3 3zz
Solicitarea principală este solicitarea de contac t.
6.8 Elementele necesare calculului distantei intre axe la predimensionare
▪ Factorul de form ă al dintelui pentru solicitarea de încovoiere
3FaY ;
4FaY
Pentru calculul preliminar, se consideră
0 x3n= ,
0 x4n=
Pentru
32 z3n= și
182 z4n= cu
0 x3n= și
0 x4n=
0
n20=
1 h*
an=
25,0c*
n=
38,0*
an=
3FaY
5,2=
15,2 Y4Fa=
▪ Coeficientul de lățime al roților
Pentru reda ctor cu trei trepte și
s/m10…2v= se recomandă
.6.0a
Se adoptă:
25,0a=
▪ Calculul maximului expresiei
FPFa SaY Y
00946,04335,264,1 Y Y
3FP3Fa 3Sa==
;
00861,046215,285,1 Y Y
4FP4Fa 4Sa==
Se admite:
FPFa SaYY
)Y Y,Y Ymax(
4FP4Fa 4Sa
3FP3Fa 3Sa
=
=0,00946
▪ Factorul regimului de funcționare
AK
Se alege în funcți e de mașina motoar e, mașina antrenată și caracterul sarcinii
25,1 KA=
vezi punctul 1.5
▪ Momentul de torsiune la arborele pinionului
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
40
Nmm 18576902,11302,221055,9nP1055,9 M6
33 6
3t = = =
Pentru că dantura este în V se ia momentul pe jumătate, adică
Nmm 928857 M3t=
6.9 Distanța dintre axe la predimensionare la încovoiere,
wia , respectiv la contact,
wca
3
FPFa Sa
aA2
3 3t
wiY Y
cosK)1u(z M)9,0…75,0( a + =
3
2
HP a2
H E A 3t
wcu)ZZZ(K M)1u()9,0…8,0( a + =
Se calculează valorile maxime și minime ale distanțelor dintre axe pentru cele două tipuri de
solicitări :
mm414,279 00946,025cos25,025,1)1 66,5(24 92884775,0Y Y
cosK)1u(z M75,0 a
3
023
FPFa Sa
aA2
3 3t
min.wi
= + == + =
mm727,39466,5 60925,0)95,037,28,189(25,1 928847)1 66,5(8,0u)ZZZ( K M)1u(8,0 a
3
223
2
HP a2
H E A 3t
min.wc
= + == + =
mm297,335 00946,025cos25,025,1)1 66,5(24 9288479,0Y Y
cosK)1u(z M9,0 a
3
023
FPFa Sa
aA2
3 3t
max.wi
= + == + =
mm067,44466,5 60925,0)95,037,28,189(25,1 927847)1 66,5(9,0u)ZZZ( K M)1u(9,0 a
3
223
2
HP a2
H E A 3t
max.wc
= + == + =
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
41
6.10 Calculul modulului
Se calculează modulul n ormal maxim și minim rezul tat din cele două tipuri de solicitări
mm165,324 13625cos 414,2792
zzcos a2m0
3 4min.wi
min.ni =+ =+ =
mm471,424 13625cos 727,3942
zzcos a2m0
3 4min.wc
min.nc =+ =+ =
mm798,324 13625cos 297,3352
zzcos a2m0
3 4max.wi
max.ni =+ =+ =
mm030,524 13625cos 067,4442
zzcos a2m0
3 4max.wc
max.nc =+ =+ =
Se adoptă:
mm5,4 mn= conform STAS 822 -82.
6.11 Elementele geome trice ale roților și an grenajului
▪ Distanța dintre axele de referință
mm216,397)24 136(25cos5,4
21)zz(cosm
21a0 3 4n= + = +=
Distanța dintre axe standardizată cea ma i apropiată este :
mm400 aw=
▪ Unghiul real de angrenare, unghiul real de angrenare în plan frontal, respectiv în plan
norm al
0
n20=
6.12 Calculul tensiunilor efective pentru cele două tipuri de solicitări
In mod firesc, ar trebui calculate tensiunile doar pentru solicitarea restri ctivă. In aplicația
considerată în care
cr3 3zz ar trebui facut ă verificarea doar pentru solicitarea de contact.
Avănd în vedere că au fost calculați toți factorii și că programul permite un calcul facil,
se vor face verificările la ambele t ipuri de solicitări.
( )
( )
MPa272852,22cos885,21cos6,15,275,067,074,205,11,125,125cos 400 1022166.524 928847coscosY YYY K K K K
cos ab21uz M
20 2
0 22wt2t2
3Sa 3Fa F F V A 2
w 32
3 3t
3F
== + ==
+=
MPa30062,197,1
5,215,2
98102272YY
YY
bb
3Sa4Sa
3Fa4Fa
43
3F 4F = = =
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
42
( )
( )
MPa606852,22cos88,21cos
66,5982166,574,203,11,125,1 928847
400952,0 603,024,28,189coscos
ub21u K K K K M
aZZZZ
00 3wtt
43
H H V A 3t
wH E
H
== + ==+ =
MPa621 606HP H = =
Se constată că angrenajele sunt bine proiectate, tensiunile efectiv e fiind mai mici decât cele
admisibile la ambele tipuri de solicită ri.
2
3FP 3F mm/N464 272 = =
2
4FP 4F mm/N482 300 = =
3HP H
6.13 Forțele din angr enajul cilindric cu dinți înclinați
N 154811209288472
dM2F
3w3t
3t ===
;
N 651625cos88,20tg 15481
costgFF00
wn 3t
3r ===
N 7219 25tg 15481 tgF F0
3t 3a = = =
3t 4tF F=
3r 4rF F=
3a 4aF F=
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
43
CAPITOLUL 7 – CALCULUL ELEMENTELOR SUBANSAMBLULUI ARBORELUI DE
INTRARE
7.1 Calculul arborelui
a) Forțele și momentele nominale
Nmm 299990 1499952 M2 M1t tI = = =
;
N 4412 F F'
1t 1t = = ;
N 1728F F'
1r 1r = =
N 2547 F F'
1a 1a = =
;
Nmm 86598268 2547
2dFM M1w 1a '
1ia 1ia === =
N 1375 SaH=
N 2380 SaV=
N 2570Sa=
Forțe și momentele de calcul
Având în vedere existența unor șocuri moderate în funcționare, se va lucra cu forțele și
momente de calcul care sunt afectate de un coeficient de suprasarc ină
25,1ks= .
Nmm 374990 1874952 M2 Mc1t tIc = = =
N 5515 F F'
c1t c1t = =
N 2160 F F'
c1r c1r = =
N 3185 F F'
c1a c1a = =
Nmm 108250268 3185
2dFM M1w c1a '
c1ia c1ia === =
N 1720 SaH=
N 2975 SaV=
N 3440Sa=
aS
este forța de apăsa re pe arbore din tran smisia prin curele
b) Tipul și caracterul solicitărilor
Sub acțiunea for țelor și momente lor care încarcă arboreal I acesta este supus următoarelor
solicitări:
-solicitare compusă de torsiune pulsa torie și încovoiere alternant simetrică pe zona 4 -5;
-încovoiere alternant simetrică pe zona 2 -4 ;
c) Calculul reacțiun ilor
-în plan orizontal
0)M(2=
0dF M)dc(F M)dcb(H)dcba(S'
1r'
a1i 1r a1i 1 aH =+ −+ + +++ −+++
0 75 2160 108250)75 300( 2160 108250)75 300 75(H)75 300 75 150( 17201
= +− + + + + + − + + +
N 4450 H1=
0)F(H=
2 1 1r'
1r aH H H F F S + = + +
N 1590 4450 2160 2160 1720 H F F S H1 1r'
1r aH 2 = − + + = + + + =
-în plan vertical
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
44
0)M(2=
0dF)dc(F)dcb(V)dcba(S'
1t 1t 1 aV =−+ −++ ++++ −
Fig. 7.1 – Diagramele de eforturi corespunzatoare arborelui de intrare
075 5515)75 300(5515)75 30075(V)75 30075 150(29751 = − + − + + + + ++ −
N 9480V1=
0)F(v=
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
45
'
1t 1t aV 2 1 F F S V V + + = +
N 4525 9480 5515 5515 2975V F F S V1'
1t 1t aV 2 = − + + =− + + =
d) Calculul momentel or încovoieto are și echivalente în principalele secțiuni
-în plan orizontal
Nmm 258000 150 1720aS MaH H1i = = =
Nmm 5325075 4450)75 150( 1720bH)ba(S M1 aHst
H3i = − + = −+ =
Nmm 16150010825075 4450)75 150( 1720 MbH)ba(S Ma1i 1 aHdr
H3i
== + − + = + −+ =
Nmm 95250 75 1270 dH M2dr
H4i −= −=−=
Nmm 13000 10825075 1270 MdH M'
1ia 2st
H4i = + −= +−=
-în plan vertical
Nmm 357000 150 2380 aS MaV V1i −= −=−=
Nmm 124650075 9480)75 150(2380 bV)ba(S M1 aV V3i = + + −=++ −=
Nmm 33937575 4525dV M2 V4i = ==
-momente de încovoiere
Nmm 440470 357000 258000 M M M2 2 2
V1iH1i2
1i = + = + =
Nmm 1247640 1246500 53250 M M M2 2 2
V3i2st
H3ist
3i = + = + =
Nmm 1257910 1246500 161500 M M M2 2 2
V3i2dr
H3idr
3i = + = + =
Nmm 339625 339375 13000 M M M2 2 2
V4i2st
H4ist
4i = + = + =
Nmm 351930 339375 92250 M M M2 2 2
V4i2dr
H4idr
4i = + = + =
-momente de torsiune și echivalente în principalele secțiuni
-în secțiune a 5
Nmm 374990 Mt=
-în secțiunea 1
Nmm 494607) 3749906,0( 440470 )M( M M2 2 2
t2
1i 1e = + = + =
-în secțiunea 3
Nmm 1277873) 3749906,0( 1257910 )M( M M2 2 2
t2
3i 3e = + = + =
-în secțiunea 4
Nmm 369473) 1874956,0( 351930 )M( M M2 2 2
t2
4i 4e = + = + =
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
46
e) Alegerea materialului arborelui și determinarea rezistențelor admisibile
Având în vedere că nu este posibilă decât o construcție monobloc arbo re-pinion, acesta se
execută din același material cu roata. Pentru construcția arborelui se utilizează oțel aliat de
îmbunătățire 41MoCr11 cu următoarele caracteristici :
Tensiunea de rupere :
2
r mm/N950=
Limita de curgere :
2
c mm/N690=
Rezistența la obosea lă, la încovoiere :
2
1 mm/N400=−
Rezistența la oboseală, la torsiune :
2
1 mm/N300=−
2
C mm/N450=
Rezistențele admisibile p entru tipul și caracterul solicit ării
()2
0a mm/N150= ;
()2
1 a mm/N90= − ;
() ()2
0a 0a mm/N90 6,0 = =
f) Calculul diametrelor în principalele secțiuni
mm68,279037499016
)(M16d3 3
0at
c5 ===
;
mm89,2908,168,2708,1ddc5 5 = = = . Se adoptă
mm30d5=
= ===
−1f3 3
1 a3e
3 d 49,5290127787332
)(M32d
59,362 mm
mm26,389049460732
)(M32d3 3
1 a1e
c1 ===
−
. Se adoptă
mm40d1=
mm362,59 d mm71,349036947332
)(M32d'
1f3 3
1 a4e
c4 = ===
−
g) Verificarea la oboseală a arborelui
Se va face verificarea la oboseală în secțiunea 5, unde există concentratorul de tensiuni
generat de existenț a canalului de pană.
Această secțiun e este solicitată la torsiune. Se va calcula coeficientul global de siguranță
=CC
)5,2…25,1(18,2
45096,37
30096,37
88,077,021 1C
cm
1V
m =
+ =
+=
−
Mărimile care intră în relația de mai sus au următoarele semnificații și valori :
− coeficientul de concentrare dinamică a efor turilor unitare „ ” ;
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
47
− factorul dimensional ;
− coeficient de cali tate ;
− amplitudinea tensiunii efective ;
− tensiunea medie .
=
= 0,77
= 0,88
Pentru ciclul alternant simetric : = 0 ; = max .
Pentru ciclul pulsator:
2max
V m== ;
32 3 2 3
p mm 4938302)4 30(48
1630
d2)td(bt
16dW =− −=−−=
2
pt max
V m mm/N96,374938374990
21
WM
21
2= = ===
7.2. Calculul asamblării cu pană
Pentru trans miterea momentului de torsiune de la roata de curea condusă la arborele de intrare al
reductorului se utili zează asamblarea cu pană paralelă.
Corespunzător diametrului d=30mm se alege pana cu secțiunea transversală b x h = 8 x 7
mm x mm, cu t =4 mm și t 1=3,2 mm.
Lungimea necesară a penei se calculează din condiția de rezistență a acesteia la presiunea
de conta ct pe flancuri.
Fig. 7.2 – Schema asamblării cu pană a capătului de arbore
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
48
mm61,471507303749904
phdM4l
at
c ===
mm61,55861,47bllc =+ =+=
Având în vedere că lung imea standardizată a capătului de ar bore este de 58 și 80mm, se admite
pana cu l = 63mm.
mm57863bllc =−=−=
Pana se verifică la forfecare cu relația :
2
fa
ct
f mm/N64 60,49638303749902
lbdM2= ===
7.3 Calculul de alegere a rulmenților
Pentru un diametru de arbore
mm40= se preconizează montarea unui rulment radial
cu role cilindrice.
Forțele radiale din reazeme sun t:
N 10472 4450 9480 H V F2 2 2
12
1 rI = + = + =
N 4795 1590 4525 H V F2 2 2
22
2 rII = + = + =
Sarcina dinamică maximă echivalentă:
10472FyFxPa r r =+=
Capacitatea dinamică necesară
33,3
r .nec.din L P C =
L este durabilitatea materialului exprimată în milioane de rotații;
.rot.mil690101600082,71860
10Ln60L6 6h 1= ==
kNN567,74 690 10472LP C33,3 33,3
r .nec.din = = =
Se va adopta rulmentul radial cu role seria NJ308 cu următoarele caracteristici:
mm23Bmm90Dmm40d
===
kN75 Cdin=
Din motive economice și de construcție a arborelui pentru ambele reazeme ale arborelui I
se vor folosi rulmenți identici seria NJ308.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
49
CAPITOLUL 8 – CALCULUL ELEMENTELOR SUBANSAMBLULUI ARBORELUI
INTERMEDIAR
8.1 Calculul arborelui
a) Forțe și momente nominale
Nmm 1857694 9288472 M2 M3t tII = = =
N 4412 F F'
2t 2t = =
N 1728 F F'
2r 2r = =
N 2547 F F'
2a 2a = =
N 15841F F'
3t 3t = =
N 6516 F F'
3r 3r = =
N 7219 F F'
3a 3a = =
'
2ia2w 2a
2ia M Nmm 5501522432 2547
2dFM = ===
Nmm 4331402120 7219
2dFM M3w 3a '
3ia 3ia === =
Forțe și momente de calcul
Având în vedere existența unor șocuri moderate în funcționare, se va lucra cu forțele și
momen tele de calcul care sunt afectate de un coeficient de suprasarcină
25,1ks= .
Nmm 2322120 11610602 MtII = =
N 5515 F F'
2t 2t = =
N 2160 F F'
2r 2r = =
N 3185 F F'
2a 2a = =
N 19800F F'
3t 3t = =
N 8145 F F'
3r 3r = =
N 9025 F F'
3a 3a = =
Nmm 687690 M M'
2ia 2ia = =
Nmm 541425 M M'
3ia 3ia = =
b) Tipul și caracterul solicitărilor
Sub acțiunea forțelor și momentelor care încarcă arborele I I, acesta este supus următoarelor
solicitări:
-solicitare compusă de torsiune pulsatorie și încovoiere alternant simetri că pe zona 3 -4.
-încovoiere alternant simetrică pe zonele 1 -3 și 2 -4.
c) Cal culul reacțiunilor
-în plan orizontal
0)M(2=
0 M)e(F M)ed(F)edc(F M)edcb(F M)edcba(H
'
2ia'
2r'
3ia'
3r3r 3ia 2r 2ia 1
= − − −++++ + ++++ − +++++
0 68769090 2160 541425)90 90( 8145)90 90 120( 8145 541425)90 90 12090( 2160 687690)90 90 12090 90(H1
= −− − − + + + + ++ + + + − + + + + + −
N 5985 H1=
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
50
0F=
2'
2r 2r 1'
3r 3r H F F H FF + + + =+
N 5985 8145 8145 2160 2160 5985 F F F_F H H'
3r 3r'
2r 2r 1 2 = + + − − −= + + −−=
-în plan vertical
N 213562/) 15841 15841 5515 5515(2/)F F F F( VV'
3t'
2t 3t 2t 2 1 = + + + = + + + = =
d) Calculul momentelor de încovoiere și echivalente în principalele se cțiuni
-în plan orizontal
Nmm 538650 90 5985 aH M1st
H3i −= −=−=
Nmm 149040 687690 90 5985 MaH M2ia 1dr
H3i = + −= +−=
Nmm 58401090 2160 687690)90 90( 5985 bF M)ba(H M2r 2ia 1st
H5i
−== − + + −= − ++ −=
Nmm 150870 43214090 2160 687690)90 90( 5985 MbF M)ba(H M3ia 2r 2ia 1dr
H5i
−= ++ − + + −= + − ++ −=
Nmm 538650 90 5985 eH M2dr
H4i −= −=−=
Nmm 149040 687690 90 5985 MeH M'
2ia 2st
H4i = + −= +−=
Nmm 58401090 2160 687690)90 90( 5985 dF M)ed(H M'
2r'
2ia 2dr
H6i
−== − + + −= − ++ −=
Nmm 150870 43314090 2160 687690)90 90( 5985 MdF M)ed(H M'
3ia'
2r'
2ia 2st
H6i
−= ++ − + + −= + − ++ −=
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
51
Fig. 8.1 – Diagramele de eforturi corespunzato are arborelui intermediar
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
52
-în plan vertical
Nmm 1922040 90 21356 aV M1 V3i −= −=−=
Nmm 3347730 90 5515)9090( 21356 bF)ba(V M2t 1 V5i −= + + −= ++ −=
Nmm 1922040 90 21356eV M2 V4i −= −=−=
Nmm 3347730 90 5515)90 90( 21356 dF)cd(V M'
2t 2 V6i −= + + −= ++ −=
-momente de încovoiere
Nmm 1996090 1922040 538650 M M M2 2 2
V3i2st
H3ist
3i = + = + =
Nmm 1927810 1922040 149040 M M M2 2 2
V3i2dr
H3idr
3i = + = + =
Nmm 3398290 3347730 584010 M M M2 2 2
V5i2st
H5ist
5i = + = + =
Nmm 3351130 3347730 150870 M M M2 2 2
V5i2dr
H5idr
5i = + = + =
-momente de torsiune în principalele secțiuni
Nmm 2114160) 11610606,0( 1996090 M2 2
3e = + =
Nmm 3468960) 11610606,0( 3398290 M2 2
5e = + =
Nmm 3468960) 11610606,0( 3398290 M2 2
6e = + =
Nmm 2114160) 11610606,0( 1996090 M2 2
4e = + =
e) Alegerea materialului arborelui și determinarea rezistențelor admisibile
Având în vedere că nu este posibilă decâ t o construcție monobloc arbore -pinion, acesta se
execută din același material cu roata. Pentru construcția arborelui se utilizează oțel aliat de
îmbunătățire 41MoCr11 cu următoarele caracteristici :
Tensiunea de rupere :
2
r mm/N950=
Limi ta de curgere :
2
c mm/N690=
Rezistența la oboseală, la încovoiere :
2
1 mm/N400=−
Rezistența la oboseală, la torsiune :
2
1 mm/N300=−
2
C mm/N450=
Rezistențele admisibile pent ru tipul și caracterul solicitării
()2
0a mm/N150= ;
()2
1 a mm/N90= − ;
() ()2
0a 0a mm/N90 6,0 = =
f) Calculul diametrelor în principalele secțiuni
mm09,6290211416032
)(M32d3 3
1 a3e
c3 ===
−
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
53
mm05,6708,1ddc3 3 = =. Se adoptă
mm70d3=
mm687,108 d 23,7390346896032
)(M32d3f3 3
1 a5e
c5 = ===
−
mm09,6290211416032
)(M32d3 3
1 a4e
c4 ===
−
mm05,6708,1ddc4 4 = =
. Se adoptă
mm70d4=
mm687,108 d 23,7390346896032
)(M32d3f3 3
1 a6e
c6 = ===
−
g)Verificarea l a oboseală a arborelui
Se va face verificarea la oboseală în secțiunile 3 și 4, unde există concentratorul de tensiuni
generat de ex istența canalului de pană.
Această secțiune este solicitată la încovoiere și torsiune. Se va calcula coeficien tul global
de siguranță C.
64,1
40021,66
88,065,01,21 1C
cm
1V
m=
=
+=
−
d=70mm ;
1,2= ;
65,0m= ;
88,0= ;
0m=
32 3 2 3
i mm 30146702)6 70(620.
3270
d2)td(bt
32dW =− −=−−=
2
iis
max V mm/N21,66301461996090
WM= = = =
92,7
4509098
300098,9
88,065,021 1C
cm
1V
m=
+ =
+=
−
2=
65,0m=
88,0=
32 3 2 3
p mm 63803702)6 70(620
1670
d2)td(bt
16dW =− −=−−=
2
pt max
m V mmm/N098,963803211610601
WM
21
2== ===
]5,2…25,1[ 605,1
92,7 64,192,764,1
c cccc
2 2 2 2 =
+=
+=
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
54
8.2 Calculul asamblării cu pană
Pentru transmiterea momentului de torsiune de la roată la arborele de intrarele intermediar al
reductorului se utilizează a samblarea cu pană paralelă.
Corespunzător diametrului d=70mm se alege pana cu secțiunea transversală b x h = 20 x
12 mm x mm, cu t =6 mm și t 1=6,1 mm.
Lungimea necesară a penei se calculează din condiți a de rezistență a acesteia la presiunea de
contact pe flancuri.
Fig. 8.2 – Schema asamblării cu pană a roții pe arborele intermediar
mm85,36150127011610604
phdM4l
at
c ===
mm85,562085,36bllc =+ =+=
. Se ad mite pana cu l = 60mm.
mm402060bllc =−=−=
Pana se verifică la fo rfecare cu relația :
2
fa
ct
f mm/N64 46,4140207011610202
lbdM2= ===
8.3 Calcu lul de alegere a rulmenților
Pentru un diametru de arbore
mm50= se preconizează montarea unui rulment radial –
oscilant cu role butoi.
Forțele radiale din reazeme sunt:
N 22180 5985 21356 H V F2 2 2
12
1 rI = + = + =
N 22180 5985 21356 H V F2 2 2
12
1 rI = + = + =
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
55
Sarcina dinamică maximă e chivalentă:
22180FyFxPa r r =+=
Capacitatea dinamică necesară
33,3
r .nec.din L P C =
L este durabilitatea materialului exprimată în milioane de rotații;
.rot.mil67,10810160002,11360
10Ln60L6 6h 1= ==
kN65,90 67,108 22180LP C33,3 33,3
r .nec.din = = =
Se va adopta rulmentul oscilant cu role seria 22310 cu următoarele caracteristici:
mm28Bmm110Dmm50d
===
kN153 Cdin=
Din motive economice și de con strucție a arborelui pent ru ambele reazeme ale arborelui
II se vor folosi rulmenți identici seria 22310.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
56
CAPITOLUL 9 – CALC ULUL ELEMENTELOR SUBANSAMBLULUI ARBORELUI DE
IESIRE
9.1 Calculul arborelui
a) Forțe și momente nominale
MtIII=1
2⋅9,55 ⋅106⋅PIII
nIII=1
2⋅9,55 ⋅106⋅21,473
19,93=5134380 Nmm
N 15841 F F'
4t 4t = =
N 6516 F F'
4r 4r = =
N 7219 F F'
4a 4a = =
F-forța de legatură cu unitatea de pompare F=6250 N
Nmm 24544602680 7219
2dFM M4w 4a '
4ia 4ia === =
Forțe și momente de calcul
Având în vedere exist ența unor șocuri moderate în funcționare, se va lucra cu forțele și
momentele de calcul care sunt afectate de un coeficient de suprasarcină
25,1 Ks= .
Nmm 6417975 MtIII=
;
N 19800F F'
4t 4t = =
N 8145 F F'
4r 4r = =
N 9025 F F'
4a 4a = =
F=7810 N ;
Nmm 3068075 M M'
4ia 4ia = =
Având în vedere că cele două coroane dințate sunt legate monobloc, atât forțele axial e cât
și momentele încovoietoare dezvoltate de acestea își fac echilibrul pe roată, arborele nefiind
afectat. Ca atare, acestea au fost reprezentate cu linie întreruptă în diagramă, rămânând doar
forțele care acționează efectiv asupra arborelui.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
57
b) Tipul și caracterul solicitărilor
Fig. 9.1 – Diagramele de eforturi corespunzatoare arborelui intermediar
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
58
Sub acțiunea forțelor și momentelor care încarcă arborele III, acesta este supus următoarelor
solicitări:
-solicitare compusă de torsiune pu lsatorie și încovoiere alternant simetrică pe toată lungimea sa.
c) Calculul reacțiunilor
-în plan orizontal
Din considerente de simetrie, se obține:
N 13670 8145 45cos 7810 F 45cosF H H0
4r0
2 1 = + = + = =
-In plan vertical
N 14277 45sin 7810 19800 45sinF F VV0 0
4t 2 1 = − = − = =
d) Calculul momentelor încovoietoare și echivalente în principalele secțiuni
Nmm 828375 15045cos 7810 a 45cosF M0 0
1iH −= −= −=
Nmm 2267675)60 320( 13670)60 320 150( 45cos 7810)2/cb(H)2/cba( 45cosF M
010
7iH
= + + + + −== + + ++ −=
Nmm 828375 15045sin 7810a 45sinF M0 0
1iV = = =
Nmm 8352190)60 320( 14277)60 320 150( 45sin 7810)2/cb(V)2/cba( 45sinF M
010
7iV
= + + + + == + + ++ =
Nmm 1171500 828375 828375 M M M2 2 2
1iV1iH2
1i = + = + =
Nmm 8654560 8352190 2267675 M M M2 2 2
7iV7iH2
7i = + = + =
Nmm 4025040) 64179756,0( 1171500 )M( M M2 2 2
t2
1i 1e = + = + =
Nmm 9472590) 64179756,0( 8654560 )M( M M2 2 2
t2
7i 7e = + = + =
e) Alegerea materialului arborelui și determinarea rezistențelor admisibile
Pentru construcția arborelui se utilizează oțel aliat de îmbunătățire 42CrMo4 cu următoa rele
caracteristici :
Tensiunea de rupere :
2
r mm/N950=
Limita de curgere :
2
c mm/N690=
Rezistența la oboseală, la încovoiere :
2
1 mm/N400=−
Rezistența la oboseală, la torsiune :
2
1 mm/N300=− ;
2
C mm/N450=
Rezistențele admisibile pentru tipul și caracterul solicitării
()2
0a mm/N150= ;
()2
1 a mm/N90= − ;
() ()2
0a 0a mm/N90 6,0 = =
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
59
f)Calculul diametrelor în principalele secțiuni
mm95,7690402504032
)(M32d3 3
1 a1e
c1 ===
−
Se addmi te d 1=90 mm (cota de rulment)
mm36,10290947259032
)(M32d3 3
1 a7e
c7 ===
−
mm54,11008,136,10208,1ddc7 7 = = =
; Se admite d 7=115 mm
mm35,7190641797516
)(M16d3 3
0at
c5 ===
mm058,7708,135,7108,1ddc5 5 = = =
; Se admite d 5=80 mm
g) Verificarea la oboseală a arborelui
Se va face verificarea la oboseală în secțiunile 5, 6 și 7, unde există concentratorul de tensiuni
generat de existența canalului de pană.
Se va calcula coeficientul global de siguranță C.
-în secțiunea 5
]5,2…25,1[ 075,2
45081,33
30081,33
88,063,021 1C C
cm
1V
m =
+ =
+==
−
d=80mm ;
1,2= ;
63,0m= ;
88,0= ;
0m=
32 3 2 3
p mm 94885802)7 80(724
1680
d2)td(bt
16dW =− −=−−=
2
pt max
m V mm/N81,339488526417975
WM
21
2== ===
-în secțiunea 7
518,1
400028,64
88,058,01,21 1C
cm
1V
m=
=
+=
−
d=115 mm ;
1,2= ;
58,0m= ;
88,0= ;
0m=
32 3 2 3
i mm 1351671152)9 115(932
32115
d2)td(bt
32dW =− −=−−=
2
i7i
max V mm/N028,641351678654560
WM= = = =
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
60
8,5
45028,11
30028,11
88,058,021 1C
cm
1V
m=
+ =
+=
−
2=
;
58,0m= ;
88,0=
32 3 2 3
p mm 2844031152)9 115(932
16115
d2)td(bt
16dW =− −=−−=
2
pt max
m V mmm/N28,1128440326417975
WM
21
2== ===
]5,2…25,1[46,1
8,5 518,18,5 518,1
c cccc
2 2 2 2 =
+=
+=
9.2 Calculul asamblărilor cu pană
-în secțiunea 5
Pentru transmiterea momen tului de torsiunede de la arborele de ieșire la unitatea de pompare se
utilizează asamblarea cu pană paralelă.
Corespunzător diametrului d=80mm se alege pana cu secțiunea transversală b x h = 24 x
14 mm x mm, cu t =7 m m și t 1=7,2 mm.
Lungimea necesară a p enei se calculează din condiția de rezistență a acesteia la presiunea de
contact pe flancuri.
Fig. 9.2 – Schema asamblării c u pană a capătului de arbore
mm80,152150148064179754
phdM4l
at
c ===
l=lc+b=152,8+24=176,8 mm
Se vor adopta 2 pene:
lc=158,2/2=76,40 mm;
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
61
l=lc+b=76 ,40+24=100,4 mm; se adoptă: l=110 mm
mm8624 110bllc =− =−=
Pana se verifică la forfecare cu relația :
2
fa
ct
f mm/N64 86,38862480264179752
lbdM2= ===
-în secțiunea 7
Pentru transmiterea momentului de torsiune de la roată la arborele de ieșire al reductorului se
utilizează asambl area cu pană paralelă.
Corespunzător diametrului d=115mm se alege pana cu secțiunea transversală b x h = 32 x
18 mm x mm, cu t =9 mm și t 1=9,2 mm.
Lungimea necesară a penei se calculează din condiția de rezistenț ă a acesteia la presiunea de
contact pe fla ncuri.
mm67,8215018 11564179754
phdM4l
at
c ===
mm67,1143267,82bllc =+ =+=
. Se admite pana cu l = 120 mm.
mm8832 120bllc =− =−=
Pana se verifică la forfecare cu relația :
2
fa
ct
f mm/N64 63,398832 11564179752
lbdM2= ===
9.3 Calcul ul de alegere a rulmenților
Pentru un diametru de arbore
mm90= se preconizează montarea unui rulment radial
cu role cilindrice.
Forțele radiale din reazeme sunt:
N 19766 13670 14277 H V F2 2 2
12
1 rI = + = + =
N 19766 13670 14277 H V F2 2 2
12
1 rI = + = + =
Sarcina dinamică maximă echival entă:
N 19766FyFxPa r r =+=
Capacitatea dinamică necesară
33,3
r .nec.din L P C =
L este durabilitatea materialului exprimată în milioane de rotații;
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
62
.rot.mil17,19101600097,1960
10Ln60L6 6h 1= ==
kNN983,47 17,19 19766LP C33,3 33,3
r .nec.din = = =
Se va adopta rulmentul radial cu role seria NJ218 cu următoa rele caracteristici:
mm30Bmm160Dmm90d
===
kN132 Cdin=
Din motive economice și de const rucție a arborelui pentru ambele reazeme ale arborelui
III se vor folo si rulmenți identici seria NJ218.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
63
CAPITOLUL 10 – CALCUL UL GROSIMII CARCASEI SI A FLANSELOR
Carcasa reductorului de turație se execută în mod uzual din două bucăți: semicarcasa
inferioară (corpul) și semicarcasa superioară (capacul carcasei). Cea mai utilizată variantă
constructivă este cea realizată prin tur nare. Ca material fonta cenușie este preferată (FC 200 sau
FC 250) mai rar din oțel turnat (OT 400) sau altă marcă de oțel dac ă se alege o variantă în
construcție sudată.
Pentru cele două părți ale carcasei se alege materialul FC 200 din STAS 568 -82 cu
următoarele caracteristici:
În plan normal:
Rezistența la rupere σr:
– la tracțiune σr=200 N/mm2
– la încovoiere σr=400 N/mm2
Duritatea HB=170 -240 daN/mm2
Rezistența la oboseală:
– la tracțiune σ-1t=65 N/mm2
– la încovoiere σ-1=100 N/mm2
În plan frontal:
Rezistența la rupere: τr=280 N/mm2
Rezistența la oboseală: τ-1=85 N/mm2
Alegerea unor dimensiuni ale carcasei
Grosimea peretelui carcasei:
mm164 40003,0 mm5…2 a03,0w =+ = + =
wa cea mai mare distanță dintre axe
Grosimea fla nșelor:
( ) mm24 165,1 5,1…1h = = =
Găurile:
– la lagăre:
( ) mm24165,1 2…5,1 d1 == =
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
64
CAPITOLUL 11 – UNGEREA ANGRENAJELOR ȘI RULMENȚILOR
Considerații asupra lubrifierii angrenajelor
În afară de materialele folosite, tehnologiile de prelucrare, tratamen tele termochimice
adoptate etc, durata de utilizare a angrenajelor depinde într -o măsură însemnată și de ungerea lor
corespunz ătoare, deci d e eficacitatea lubrifierii. Această problemă este în strânsă legătură cu
proprietățile pe care trebuie să le îndepli nească lubrifiantul la locul de ungere.
Reducerea frecării suprafețelor aflate în mișcare relativă este unul din principalel e roluri
pe ca re trebuie să le îndeplinească lubrifiantul. Se asigură astfel prelungirea duratei de utilizare a
pieselor respectiv e prin reducerea, în primul rând, a uzurii de contact. În același timp ca urmare a
micșorării coeficientului de frecare se red uce considerab il consumul de energie și temperatura de
funcționare.
Evacuarea căldurii generate prin frecări asigură funcționare a în condiții bune sub sarcini
ridicate. Se pot astfel realiza cuple de frecare cu încărcări specifice (pe unitatea de suprafa ță sau
de lung ime) foarte mari, în condițiile unor gabarite reduse, ceea ce conduce la economii
însemnate de materiale. Capacitate a de protecție anticorozivă înlătură pericolul ruginirii
suprafețelor din materialele feroase datorită umidității, inevitabil prezente în or ice sistem de
ungere.
Proprietățile antiuzură și extremă presiune asigură mărimea duratei de utilizare a pieselor
de frecare. Încorporarea în lubrifianți de aditivi specifici antiuzură și pentru presiuni extreme
asigură funcționarea corectă a angrenajelor în regim de solicitări înalte și suprasarcini.
Menținerea în timp a proprietăților inițiale, în scopul obținerii u nor eficacități maxime, se
realizează prin încorporarea de inhibitori ai reacțiilor de oxidare în lubrifiant. Se obține astfel , în
special, o prelungire a duratei de utilizare a acestor lubrifianți în raport cu cei neaditivați.
Din punctul de vedere al ut ilizatorului lubrifierea va fi cu atât mai eficace, cu cât se va
obține la costuri mai reduse, doar în condițiile menținerii u nei siguranțe ridicate în exploatare.
Aceasta presupune reducerea intervențiilor în unitatea de timp, cheltuieli mai mici cu piese le de
schimb și mâna de lucru, determinarea pierderilor de producție datorate opririi accidentale,
reducerea consumului de ene rgie, micșorar ea cheltuielilor de transport prin achiziționarea unei
cantități mai mici de lubrifianți cu perioadă de utilizare ma i mare.
Uleiuri pentru instalații industriale de tip TIN -EP (STAS 10588 -76) (reductoare de
turație pentru laminoare, macarale grele, excava toare, cutii de viteze)
Conform calculelor reductorul va folosi un ulei TIN 125 EP cu următoarele caracteristici
fizico-chimice și de performanță:
a) vâscozitatea cinematică la 50șC – 200 cSt;
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
65
b) indicele de vâscozitate -70;
c) punctul d e curgere -10șC;
d) coroziunea pe lama de cupru, clasa 1B;
e) prevenirea ruginirii oțelului fără urme de rugină;
f) tendința d e spumare -stabilitatea spumei
– la 24șC………50 -0 cm3
– la 93,5șC……30 -0 cm3
– la 24șC, după determinarea la 93,5ș C…….50 -0 cm3
g) stabilitatea la oxidare la 93,5șC: – creșterea vâscozității max. 10%
h) rezistența la presiuni ridicate pe m așina cu 4 bile
– încărcarea maximă fără sudură…..280 daN;
– uzura specifică (150daN, 1 min)…1,8 mm;
Datele prezentat e sunt incluse în [4].
Uleiuri EP cu aditivi de sulf și plumb
Din această categorie face parte și uleiul TIN 125 EP. Temperatu ra maximă de utilizare a
acestui ulei este de 60șC, iar sarcina termică specifică pentru încălzire, la pornire , este la fel ca la
uleiurile cu aditivi cu sulf și fosfor și anume 0,8 W/cm2.
Controlul periodic vizează următoarele caracteristici și valori li mită admise:
– creșterea vâscozității max. 25%;
– conținutul de apă max. 15%;
– conținutul de plumb min. 0,8%;
– subst anțele insolubile în benzină de extracție max. 0,1%;
– intensitatea petei de ulei pe hârtie de filtru calitativ: orientativ limi ta admisă este
apariția unor pete închise la culoare bine conturate;
Pentru ungerea rulmenților se utilizează același tip de ulei care corespunde din punct de
vedere al lubrifierii, ungerea făcându -se direct din baia de ulei a reductorului.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
66
CAPIT OLU L 12 – CALCULUL ECONOMIC
12.1. Analiza datelor de bază, refacerea desenului de execuție și stabilirea
caracterului produ cției
Tema proiectului de an la disciplina FABRICAREA UTILAJULUI PETROLIER ȘI
PETROCHIMIC ,consta de fapt in proiectarea și elabo rarea tehnologiei de fabricație a piesei
ARBORE PINION , desen de execuție nr. AR0610ID .
Așadar procesul de fabricație din de finiția lui reprezintă totalitatea activitaților
desfașurate cu ajutorul mijloacelor de muncă și al proceselor care au loc in legă tura cu
transformarea organizată
12.1.1.Analiza datelor de bază
In clasa pieselor de tip arbore s unt incluse piesele la care s uprafețele principale sunt cilindrice
exterioare, iar lungimea este mult mai mare decît dimensiunea transversală.
Suprafețele lat erale ale arborilor pot fi și suprafețe conice sau suprafețe profilate
(caneluri,danturi evolvent ice etc.) și pot conține alez aje cu axa perpendicular pe axa arborelui
sau canale de pană.
În funcție de particularitațile formei constructive ,piesele de tip arbore se pot grupa în:
▪ Arbori drepți(netezi,cu trepte într -un sens,cu trepte în ambele sensuri)
▪ Arbori cotiți
▪ Arbori cu came ,
Analizînd desenul de execuție al piesei se constată că acesta conține numărul necesar de
proiecții și secțiuni ,este întocmit l a sca ra indicată și cuprinde toate datele necesare execuției
piesei.Astfel datele de bază ale ace stui proiect suntconstituite din desenul de execuție
nr.AR0610ID,ce reprezintă o piesă de tip arbore pinion.
Desenul de execuție trebuie să cuprindă în general urmă toarele elemente:
▪ Proiecțiile necesare (vederi sau schițe) pentru determinarea completă a formei piesei
▪ Trasarea axelor de simetrie ale formelor geomtrice care intră în componența piesei
▪ Indicarea traseelor de secționare și notarea secțiunilor
▪ Trasa rea liniilor de cotă în funcție de metoda de cotare adoptată
▪ Îngroșarea liniilor de contur și hașurarea suprafețelor secționat e
▪ Înscrierea simbolurilor pentru indicarea rugozităților suprafețelor piesei
▪ Înscrierea toleranțelor la dimensiuni și a abaterilor de formă și poziție.
Cotele sunt corectate din punct de vedere al siste mului ISO de toleranțe și ajustaje.
De exempl u cota de Ø50 k6 a arborelui este tolerată în sIstem arbore unitar(k6).
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
67
Semnele de rugozitate sunt prescrise corespunzăto r rolului funcțional al piesei.
12.1.2 Refacerea desenului de execuție
Având în vedere buna desfășurare a elaborării tehnolo giei de fabricație a piesei cu nr.
Desen.AR0610ID am procedat la corectarea desenului de execuție, adăugînd marcarea cotei de
Ø60 ,nefiind notată pe desen și adăugînd în indicator denumirea materialului din care este
executată piesa ,scara de execuție a de senului și numărul de execuție.
12.1.3 Stabilirea caracterului producției
Lotul de fabricație a piesei este de 5 bucăți .
Stabilir ea ca racterului producției ,funcție de volumul producției ne indică că a vem de a face cu o
producție individuală așa cum reies e din tabelul de mai jos:
Tabel 12.1 – Stabilirea caracterului producției
Caracterul producției
Volumul producției, buc/an
pentru piese având masa m :
<5kg
5…10 kg
10…100 kg
Individuala
Pana la 100
Pana la 10
pana la 5
Serie mica
100…500
10…200
5…100
Serie mijlocie
500…1000
200…500
100…300
Serie mare
1000…50000
500…5000
300…1000
De masa
peste 50000
peste 5000
peste 1000
Piesa se execută din oțel laminat aliat de înbunatațire 42 CrMo4 SR EN 10083 echivalen tul lui
41MoCr 11 din STAS 791 .
Masa piesei este de 24,27 kg .
12.2. Analiza caracteristicilor materialului piesei și alegerea se mifab ricatului
La alegerea materialului din care se axecuta piesa se au în vedere factorii
constructive,tehnologici și economi ci. Trebuie urmărită apropierea căt mai mare a formei și
dimensiunilor semifabricatului de forma și dimensiunea piesei,asigurîndu -se pr in aceasta
scăderea co stului și înbunătățirea calități piesei.
12.2.1. Analiza caracteristicilor materialului piesei
Materialul din care se execută piesa este 41 MoCr11 conform STAS 791 sau 42CrMo4
conform SR EN 10083, un oțel de calitate îmbunătățit avînd următoarele caracteristici tehnice și
următoarea compoziție chimică:
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
68
Tabel 12.2 – Compoziția chimică
Marca
oțel Compoziția chimică ,%
C Mn Si P
max S
max Cr Ni Mo Alte
Elem.
42CrMo4 0,38-
0,45 0,60-
0,90 0,40 0,035 0,030 0,90-
1,20 – 0,15-
0.30 –
Tabel 12.3 – Caracteristici mecanice
Tabel 12.4 – Recomandări privind efectuarea
tratamentului termic și termochimic
Mar ca
oțel Recoacere de
înmuiere Normalizare Temperatura
de
austenitizare
la încercarea
de călire
frontal Călire Revenire
Temp
°C
Mediu
de
răcire Temp
°C
Mediu
de
răcire Temp
°C
Mediu
de
răcire Temp
°C
Mediu
de
răcire
42CrMo4 700-
730 cuptor 850-
880 aer 850 820…
850
830…
860 Apă
ulei 540…
680 Apă
ulei
Marca
oțel Tratament
termic Limita
de
curgere
Rp0,2
N7/mm2
mm Rezistența
la rupere
Rm
N/mm2 Alungirea
la rupere
A5
% KCU
J/cm2
min HB in
stare –
recoaptă
max Energia
de
rupere
J
min
42CrMo4 Călire+revenire
înnaltă
(îmbun ătățire) 900 1100 -1300 10 – 241 35
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
69
12.2.2. Alegerea semifabicatului
Semifabricatul este o bucată de material sa u o p iesă brută care a suferit o serie de
prelucrări mecanice sau tehnice,dar care necesită în continuare alte prelucrări pent ru a deveni o
piesă finită.
Deoarece costurile prelucrărilor mecanice depind de cantitatea de material
îndepărtat,semifabricatul trebu ie să fie cât mai apropiat ca formă și dimensiuni de piesa
finită,ceea ce îi va micșora costul. Aceasta înseamnă că alege rea semifabricatului este o
problemă de optim te hnico -economic ce se rezolvă ținînd cont de: forma și dimensiunile piesei,
materia lul prevăzut pentru aceasta în desenul de execuție și caracterul producției.
Pornind de la principiul de obținere a unui fibr aj continuu pentru asigurarea rezistenței la
oboseală a materialului din care se execută piesa și ținind cont de datele specifice temei date:
➢ forma bară
➢ dimensiuni Ø135 x 533
➢ greutate 24,27 kg
➢ material 42CrMo4
➢ volumul producției 5buc/an
➢ tipul producției serie individuală
Se desprinde concluzia că cel mai indicat semifabricat ar fi un semifabricat debitat din
bară. Avînd în ved ere un adaos de prelucrare pentru degroșare de 3 mm pe rază rezultă diametrul
barei de Ø135mm și o lungime de 545mm. Pentru execuți a pie selor se va folosi o bară laminată
de Ø135 x 2720 mm.
Fig. 12.1 – Schiță semifabricat
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
70
12. 3 Stabilirea ultimei operați i de prelucrare mecanică pentru fiecare suprafaț ă și a
succesiunii operațiilor tehnologice
12.3.1. Stabilirea ultimei operații de prelu crare mecanică pentru fiecare suprafață
Pentru realizarea unei suprafețe prin prelucrare mecanică ,este necesară parcurg erea unor
etape de prelucrare.
Etapele de prelucrare sunt reprezentate de operații, așezări, fezele și trecerile necesare
realiz ării condițiilor tehnice impuse suprafeței . Aceste etape pot fi: de degroșare, de finisare și
de superfinisare.
Fiecare etap ă este caracterizată de precizia de funcțio nare, de precizia tehnologică și de
precizia economică.
În funcție de acestea se stabi lește pentru fiecare suprafață ultima operație de prelucrare
mecanică. Pentru piesa abore pinion stabilirea ultimei operații e ste arătată in tabelul ce urmează:
Tabel 12.5 – Stabilirea ultimei operații de prelucrare mecanică
Nr.
crt
Suprafața Abaterea
sup/inf
(mm) Rugozitatea
Ra(μm)
Treapta
de precizie Ultima operație de
prelucrare
mecanică
1. Ф50 1,6 7 Rectificare de
finisar e
2. Ф46 3,2 – Strunjire de finisare
3. Ф60 3,2 7 Strunjire de finisare
4. Ф70 1,6 7 Rectificare de
finisare
5. Ф92 3,2 Strunj ire de finisare
6. Ф129,352 1,6 Rectificare de
finisare
7. Ф92 3,2 Strunjire de finisare
8. Ф129,352 1,6 Rectifi care de
finisare
9. Ф92 3,2 Strunjire de finisare
10. Ф70 1,6 Rectificare de
finisare
11. Ф60 3,2 Strunjire de finisare
12. Ф46 3,2 Strunjire de finisare
13. Ф50 1,6 Rectificare de
finisare
14. 20N9 ×60
3,2 Frezat canal pană
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
71
În cazul c otelor libere , abaterile limită sunt prezentate în Tabelul 12.6 .
Tabel 12.6 – Abateri limită
12.3.2. Stabilirea succesiunii opera țiilor tehnologice
Succesiunea operațiilor tehnologice în procesul de fabricație al pieselor, are influență
asupra performanțelor de precizie și calitate a suprafețelor piesei și asupra costului fabricației.
Optimizarea proceselor tehnologice de fab ricare se realizează atât prin optimizarea
parametrilor operațiilor tehnologice cât și prin stabilirea unei succesiuni optime a acestor a,ce se
realizează pe baza upmătoarelor principii:
• prelucrarea în primele operații sau așezări a supraafețelor ce se vor constitui baze
tehnologice sau baze de măsurare pentru următoarele operații sau așezări și a
suprafețelor ce se pot descoperi eventual ele d efecte ascunse ale semifabricatului;
• reducerea numărului de operații, așezări și faze prin asocierea geometrică și
tehno logică a suprafețelor de prelucrat;
• plasarea corectă a operațiilor de tratament termic și prevederea unor operații de
eliminare a defor mațiilor ce pot rezulta după aceste tratamente termice și de refacere a
calității suprafeței;
• realizarea în operații distincte a fazelor pentru optimizarea utilizării mașinilor -unelte
și a S.D.V. -urilor prin alegerea acestora în funcție de precizia p reluc rării;
• prelucrarea către sfirșitul procesului tehnologic a suprafețelor cu precizie ridicată și
rugozitate mică care se pot deteriora în timpul manipilării precum și a suprafețelor ce
pot reduce rigiditatea semifabricatului;
• stabilirea unui număr r ațion al de operații de control dimensional ,astfel încît să se
depisteze cât mai devreme apariția unor rebuturi.
Ținând cont d e aceste principii, în cazul piesei ce face obiectul prezentului
proiect, rezultă următoatrea succesiune a operațiilor tehnologice prevăzute în Tabelul 12.7 .
Clasa de precizie Peste 30 pănă la 1 20 Peste 120 pănă la 400 Peste 400 pănă la
1000
Abaterea limită,mm
m ±0,3 ±0,5 ± 0,8
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
72
Tabel 12.7 – Succesiunea operațiunilor tehnologice
Nr.crt. Tipul prelucr ării Mașină-unealtă
1 Debitare Fierăstrău mecanic
2 Strunjire Strung normal
3 Tratament termic Cuptor
4 Strunjire finisare Strung normal
5 Rectific are Mașină de rectificat
6 Frezare Mașină de frezat
7 Control final N/A
12. 4 Determinarea adaosurilor de prelucrare mecan ică și a dimensiunilor
interoperaționale pentru suprafața ø50
Metodele de determinare a adaosurilor de prelucrare totale,căt și a adaos urilor intermediare
pot fi:
▪ Metoda experimental -statistică (în baza standarde lor în vigoare și a indicațiilor date în
normative și în literatura de specialitate), caz în care,de regulă,adaosurile de prelucrare
sunt acoperitoare, în scopul evitării reb utulu i la prelucrare,provocat de adaosurile prea
mici.
▪ Metoda analitică (în baza c alculului analitic), în care se ține seama d e condițiile
concrete de prelucrare și anume: de tipul semifabricatului, de traseul tehnologic stabilit
pentru prerlucrarea piesei respective, de modul în care se face centrarea și fixarea
semifabricatului,de tip ul diferitelor operații și faze de prelucrar e și de erorile prelucrării
anterioare.
Cea mai mare parte a adaosului de prelucrare total se recomandă să fie îndepărtat în cadru l
operațiilor de degroșare, urmînd ca pentru prelucrările de finisare să se stabil ească și să se
îndepărteze adaosul strict ne cesar scopului urmărit.
În cazul producției de serie mijlocie, mică și individuală, care reprezintă o pondere de peste
70%, cănd s e sch imbă frecvent obiectul producției și este necesară o durată scurtă de pregătiri
tehnice a fabricației, se recomandă deter minarea adaosurilor de prelucrare, prin metoda
experimentl -statistică în baza standardelor în vigoare și a normativelor.
Pentru su prafa ța deØ50, adaosul de prelucrare este de 85±3 mm pe diametru, conform
STAS 2171/2 -88. Adaosul de prelucrare pentru această suprafață este un adaos simetric.
Adaosul de prelucrare mecanică reprezintă mărimea stratului de metal, măsurat pe direcția
norma lei la suprafața prelucrată, ce se îndepărtează prin așchiere.
Ca regulă ge nerală, adaosul de prelucrare trebuie să aibă valoa rea determinată cu formula:
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
73
Amin=Rz+S+ρ+ε [mm]
În care:
– Rz – înnălțimea neregularităților suprafeței care se prelucrează;
– S – grosime a stratului degroșat;
– ρ valoarea abaterilor spațiale;
– ε erorile de așezare.
Ținînd seama de faptul că o suprafață de obic ei necesită mai multe operații successive de
prelucrare, adaosurile de prelucrare pot fi:
– totale, reprezentînd stratul de mater ial n ecesar pentru efectuarea tutror operațiilor de
prelucrare neces arăpesuprafața semifabricatului pînă la obținerea piesei f inite.
– intermediare, reprezentînd stratul de material ce se îndepărtează la o singură operație.
Suprafața de Ø50 a piesei arbo re pi nion, este realizată prin următoarele operații:
strunjire de de groșare, strunjire de finisare, rectificare de degroșare ș i recificare de finisare,iar
adaosul de prelucrare prelucrare total va fi o sumă a tuturor adaosurilor intermediare:
At=A str.degro șare+Astr. finisare +A rectif.degrosare +A rectif. finisare
Adaosul de p relucrare simetric, prevăzut pe suprafața exterioară de ro tație este raportat la
diametrul suprafeței:
Ats=
2Dpf Dsf+ unde:
Dsf – diametrul semifabricatului
Dpf – diametrul pi esei finite
Ats =
250 135− = 42,5 mm/rază
Asadar pentru a determina adaosul de prelucrare mecanică la suprafața de Ø 50 rectificată
se procedează după cum urmează:
Se pornește de la ultima operație, aceasta fiind operația de rectificare de fi nisar e de la Ø
50,15 mm la Ø50h6.
Operația anterioară este oper ația de rectificare de degroșare care se face de la cota de
Ø50,35mm la Ø50,15mm. Anterior operației de rectificare de degroșare este operația de strunjire
de finisare care se execută de la cot a de Ø53,21mm la cota de Ø50,35mm. Aceasta este precedată
de op erația de strunjire de degroșare care se execută de la cota de Ø135mm la cota de
Ø53,21mm.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
74
Tot acest calcul are la bază formula de calcul al numărului de treceri pe operație:
i=
tAp
2 în care :
i = numărul de treceri
Ap = adâncimea de prelucrare
t = adâncimea unei treceri
Adaosul de prelucrare la op erația de strunjire de degroșare conform tabelului 8.49. din
Vlase vol.1 este de 3 mm pe trecere.Astfel degroșarea se face din 13 trece ri cu adâncimea de
3mm și 1 trecere la adâncimea de 1,895mm.
Adaosul de prelucrare la operația de strunjire de finisare s e face de la dimensiunea de
Ø53,21mm la Ø50,35mm conform tabelului 8.49. din Vlase vol.1 2a=1,1 pe lungimea de 35mm
pentru o singu ră trecere.
Observatie:.Pentru condițiile pr oducției de serie mică și de unicat, adaosul de prelucrare
se va lua mai mare. Val oarea se va inmulții cu coeficientul K=1,3.Pentru d=50mm și lungimea
de pînă la 100mm rezultă că 2a = 1,1; K = 1,43 și se adoptă 1 ,5mm. Astfel clasa de prelucrare
este stabil ită la valoarea 13.
Conform tabelului 8.6.din Vlase vol.2, adaosul de prelucrare l a rectificarea suprafeței
cilindrice exterioare, pentru diametrul nominal al piesei finite pentru diametre cuprinse intre
30..50mm pe lungimea suprafeței rectificate de 35mm, este de 0,35mm.
Acest adaos este împărțit in două părți astfel: pentru rectificar ea de degroșare se ia
0,2mm și pentru rectificarea de finisare 0,15mm.
Așadar numărul de treceri la rectificarea de degroșare este de:
i=
tAp
2 =
05,0220,0
= 2treceri,
iar la rectificarea de finisare:
i=
tAp
2 =
005,0215,0
= 15 treceri.
Valoarea adîncimii de așchiere (t) pentru rectificarea de degroșare și de finisare este
regăs ită în tabelul 9.148. din Vlase vol.2
75
12.5 Proiectarea succesiunii asezarilor si fazelor pentru toate operatiile de prelucr are mecanic ă
Op Denumirea
operatiei Așez
area F a z a Denumirea fazei Schița asez ării M.U. si S.D.V.
0 1 2 3 4 5 6
I Debitare A 1
Debit are (1)
Fierastrău
mecanic
ruletă
II Strunjire de
degrosare A 2
3
4
5
6
7
8
Strunjire frontala si degrosare
(2)
Centruire (3)
Strunjire cilindrica exterior de
degrosare x 35 (4)
Strunjire cilind rica exterior de
degrosare x 85 (5)
Strunjire cilindrica exterior de
degrosare x 154 (6)
Strunjire cilindrica exterior de
degrosare x 157 (7)
Strunjire cilindrica exterior de
degrosare
x259 (8)
SN400
Cuțit strunjit
latera l
Freză amborare
B4
Șubler 150 cu
tijă
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
76
0 1 2 3 4 5 6
II Strunjire de
degrosare B 9
10
11
12
13
14
15
16
Strunjire frontala si degrosare
(9)
Centruire (10)
Strunjire cilindrica exterior de
degrosare x 35 (11)
Strunjire cilindrica exterior de
degrosare x 85 (12)
Strunjire cilindrica exterior de
degrosare x 154 (13)
Strunjire cilindrica exterior de
degrosare x 157 (14)
Strunjire cilindrica exterior de
degrosare x 259 (15)
Strunjire cilindrica exterior de
degrosare x 274 (16)
SN400
Cuțit lateral
Cuțit de
dega jare
Șubler 150 cu
tijă
III Tratament
termic A 17 Tratament termic de imbunatatire
Cuptor
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
77
0 1 2 3 4 5 6
IV Strunjire de
finisare A 18
19
20
21
22
23
24
Strunjire frontala si finisare
(18)
Strunjire cilindrica exterior de
finisare x 35 (19)
Strunjire canal x2,5 (20)
Strunjire cilindrica exterior de
finisare 0 x 85 (21)
Strunjire cilindrica exterior de
finisare x 154 (22)
Strunjire cilindrica exterior de
finisare x 157 (23)
Strunjire cilindrica exterior de
finisare x 259 (24)
SN400
Cuțit lateral
Cuțit de canal
2,5
Șubler 150 cu
tijă
IV Strunjire de
finisare B 25
26
27
28
29
30
31
32
Strunjire frontala si finisare
(25)
Strunjire cilindrica exterior de
finisare 0 x 35 (26)
Strunjire canal 6 x 2,5 (27)
Strunjire cilindrica exterior de
finisare 0 x 85 (28)
Strunjire cilindrica exterior de
finisare 0 x 154 (29)
Strunjire cilindrica exterior de
finisare x 157 (30)
Strunjire cilindrica exterior de
finisare x 259 (31)
Strunjire cilindrica exterior de
finisare x 274 (32)
SN400
Cuțit lateral
Cuțit de canal
2,5
Șubler 150 cu
tijă
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
78
0 1 2 3 4 5 6
V Frezare B 33
34
35
36 Frezare canal pana ..(33)
Frezare dantura (34)
Frezare canal pana (35)
Frezare dantura (36)
Freză universală
Freză deget
Ø20
Freză modul 4,5
Cap divizor
Șubler verificat
dantură
Șubler 150 cu
tijă
VI Rectificare
cu pr otectia
suprafetelor A
B Rectificare cilindrica exterior
x 35…. ….. (37)
Rectificare cilindrica exterior
x154…….. .. (38)
Rectificare cilindrica exterior
x 259……. (39)
Mașină de
rectificat
A B
A B
AA BB
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
79
0 1 2 3 4 5 6
VI
I Rectificare
dantura B 40
Rectificare dantura (34)
Mașină de
rectificat
VI
II Control
final – 41 Control final
Control final
dimensional,
rugozitate
0.81.6
80
12.6 Determinarea parametrilor regimului de așchiere și a normei tehnice de timp pentru
operația de recti ficar e
12.6.1. Determinarea parametrilor regimului de așchiere
Pentru determinarea paremetrilor regimului de așchiere avem n evoie de mai multe date
și anume: alegerea sculei abrazive, stabilirea adaosului de prelucrare, stabilirea durabilității
economice a discului abraziv, stabilirea adîncimii de așchiere și a număr ului de treceri, stabilirea
vitezei de așchiere, a vitezei de avans a piesei, verificarea puterii.
Alegerea sculei abrazive
Mașina – uneltă, pe care se execută prelucrarea , admite o piatră pentr u rectificarea
exterioară cu dimensiunile D=30mm și B=40mm. Din STAS 601/1 -84 se alege o piatră
cilindrică plană 300 x 40 x 75 mm. Din tabelul 9.142.Vlase vol.2, în funcție de materialul de
prelucrat și tipul rectificării, se aleg: materialul abrazi v E n, granulația 40, duritatea J, liantul C.
Stabilirea ad aosului de prelucrare
În funcție de tipul rectificării, materialul de prelucrat, diametrul și lungimea rectificării se
alege adaosul de prelucrare pe diametru A p = 0,35mm conform tabelului 8.6 din Vlase vol.2
Stabilirea durabilității economice a discului abraziv
În funcție de tipul rectificării, lățimea și diametrul disc ului abraziv, se alege durabilitatea
economică T ec = 5min (tabelul 9.145) din Vlase vol.2
Stabilirea avansului transversal
În fun cție de felul prelucrării se alege avansul longitudinal:
RECTIFICARE PRIN PATRUNDERE
➢ Degrosare mm/rot 0,0025 …0,075 se adopta s= 0,050mm/rot .
➢ Finisare mm/rot 0,001 … 0,005 se adopta s= 0,005mm/rot (tabel 9.148 Vlase,
vol. 2)
Stabilirea vitezei de așchiere
În funcție de materialul de prelucrat și tipul rectificării se alege viteza de așchiere a
discului abraziv v=30 m/s (tabelul 9.152 Vlase vol.2).
Turația discului abraziv este:
n=60 000 x
Dv
= 60 000 x
30014,330
= 1910 r ot/min.
Din caracteristicile mașinii de rec tificat se alege turația:n r=2040rot/min
(tabelul 10.11 Vlase vol.2). În acest e condiții, viteza de așchiere reală a discului abraziv va fi :
Vr=
60000rnD =
600002040 30014,3 = 32 m/s.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
81
Stab ilirea vitezei de avans (circular) al piesei
În funcție de adîncimea de așchiere (avansul de pătrundere s p=0,02mm/trecere), a vansul
longitudinal s 1 și diametrul de rectificat (D=50mm), se alege viteza de avans(circular) a piesei
vs=16m/min (tabelul 9.152, Vlase vol.2).Turația p iesei este:
np =
5014,316 1000 1000
=
dvs
= 101,9 rot/min [13]
Din caracteristicile ma șinii-unelte se alege turația reală a piesei
npr=101,9 rot/min (tabelul 10.11 V lase vol.2).
În aceste condiții, viteza de avans reală va fi
vsr=
10009,1015014,3
1000= prnd =15,99 m/min
Verificarea puterii
În f ucție de viteza de avans (v sr=13,8m/min), avansul longitudinal de trecere
(s1=20mm/rot) și de avansul de pătrundere (s p=0,02mm/tre cere) , se alege puterea efectivă:
Ne=4KW (tabelul 9.154 Vlase vol.2), care se corelează cu următorii coeficienți:K 1=0,8 în fun cție
de lățimea și duritatea piesei (tabelul 9.154) K 2=0,9 în funcție de diametrul piesei (tabelul 9.154),
rezultînd puterea reală
Nr=N eK1K2=4 x0,8 x0,9=2,88kW.
Din caracteristicile mașinii – unelte se găsește puterea N MU=3,2kW (tabelul 10.11).Deci
Nr <N MU.Rezultă că prelucrarea se poate executa pe mașină de rectificat exterior WMW 450 cu
următorii parametri r eali ai regimului de aș chier e:
• -adîncimea de așchiere, t=0,02 mm/trecere;
• -numărul de treceri,i=17 treceri;
• -viteza de așchiere a discului abraziv,v r=32 m/s;
• -turația discului abraziv,n d=2040rot/min;
• -viteza de avans a piesei,v s=15,99 m/min;
• -turația piese i,np=125 rot/min;
• -puterea e fectivă,N r=2,88 KW.
12.6.2 Determinarea normei tehnice de timp pentru operația de rectificare
În funcție de diametrul și lungimea de rectificat se alege timpul de bază
Tb=2,02min (tabelul 11.122,Vlase vol 2)
Timpii auxiliari se vor alege astfe l:
ta1=0,16min,în legătură cu faza (tabelul 11.133);
ta2=0,14min în legătură cu măsurările (tabelul 11.133);
ta3=0,43mi n,în legătură cu prinderea –desprinderea piesei (tabelul 11.134).
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
82
Ta= ∑t ai=0,73min;
-timpul de deser vire tehnico -organizatorică :
Tdt = 2,5% x t b =
02,21005,2 = 0,05 min.
Tdo = 1% x T op =
75,21001 = 0,02 min.
Td=Tdt+Tdo = 0,05 + 0 ,02 = 0,07 min.
Nt =
NTpi + T op + T d + T in
Tin = 5,5% x T op=
75,21005,5 = 0,15 min.
Tpi = 6 min.+ 8 min=14 min
-timpul de odihnă și necesități firești:
Ton=(2,02+0,73)×3/100=0,08min
Nt =
514 + 2,75 + 0,07 + 0,15 +0,08= 5,85 min.
12.7 Calculul economic și stabilirea variantei optime de proces
Unul din indicatorii de bază ce car acter izează calitatea activității unei întreprinderi este
costul de producție pe unitatea de produs.
Costul de producție repr ezintă valoarea bănească a materialelor, manoperei și a tuturor
celorlalte ch eltuieli pe care le necesită realizarea unui produs.
Deter minarea costului de producție se realizează prin calculul succesiv al valorii
componentelor sale:
a) Costul materialelor, Cm se determină cu relația:
( ) bucleiPP M M P M Capr
des p sf m sf m / 781,2751001 =
+ − − =
(1)
în care: Msf reprezintă masa semifabricatului (kg); M sf = 61,23 kg;
Mp – masa piesei (kg); M p = 24,27kg;
Pm – prețul unitar al materialului (lei/kg); P m = 5 lei/kg;
Pdes – prețul de v ânzare al deșeurilor (lei/kg); P des = 1,5 lei/kg;
Papr – cota ch eltuielilor de aprovizionare [%]; valori uzuale:
5.. .15 %, se adopt ă Papr = 10 %;
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
83
b) Cheltuieli cu manopera directă (salarii); se calculează cheltuielile S i cu salarizarea
operatorului pe ntru fiecare operație i:
( )
operatieleiFNUASS CFS CASS CASSh NtFNUASS CFS CASS CAS ShNt S
fc fci
i i
/ 0062,11001601100160
==
+ + ++ ==
+ + ++ =
(2)
în care: Nti reprezintă norma de timp la o peraț ia i [min/buc];
Shi – salariul tarifar orar al operatorului [lei/oră];
Pentru anul 201 0 salariul tarifar este cuprins între 5,0 … 8,0 lei/h, în funcție de calificarea
operatorului; pentru lucrările de debitare, degroșare este necesară o califica re sc ăzută, pentru
operațiile de finisare o calificare medie, pentru operațiile de prelucrare a danturii roților dințate,
rectificare de orice tip este necesară o calificare ridicată;
CAS – contribuția angajatorului la Asigurările Sociale; CAS = 20,8 %
CASS – contribuția angajatorului la Asigurările Sociale de Sănătate; CASS = 5,2 %;
CFS – contribu ția angajatorului la fondul de risc; CFS = 2,5 %;
FNUASS – contribuția angajatorului la fondul de șomaj; FNUASS = 0,5 %.
c) Costul de secție C Sj se calculează pe ntru toate operațiile i care se realizează în secția
respectivă j:
bucleiRS CSj
i Sj / 0248,41001 =
+ = (3)
în care R Sj reprezintă regi a secției prin care se iau în considerație toate cheltuielile care se fac
în secție pentru obținerea produsului; se determină de s ervic iul contabilitate, iar valori uzuale
pentru secțiile de prelucrări mecanice sunt R Sj = 300 .. . 500%, în funcție de compl exitatea
dotărilor și de mărimea secției, iar pentru secțiile de tratamente termice, deformări plastice,
turnătorie R Sj = 400 .. . 600%.
Se adoptă: R Sj = 400%.
d) Costul total de secție C S (pentru toate secțiile care contribuie la realizare a
produsului):
lei C C C
jSj m S 8048,279= + =
(4)
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
84
e) Costul de producție, C p:
bucleiRC CS p / 7267,391100int1 =
+ =
(5)
în care, R int reprezintă regia î ntrep rinderii, și ține seama de toate cheltuielile realizate la
nivelul societății comerciale pentru obținerea produsului; se determina de serviciul
contabilitate, iar valorile uzuale sunt R int = 10 … 40%.
Se adoptă: R int = 30%.
Pentru creșterea product ivității prelucrării mecanice este deosebit de importantă
reducerea timpului auxiliar; acest lucru se poate aplica folosind in dicatorul de continuitate a
funcționării mașinii –unelte. Pentru operația de rectificare de finisare se obține:
= =+=
opb
a bb
CMUtt
tttI
12,5 (6)
în care: tb reprezintă timpul de bază; t b = 2,02 x 17 treceri= 34,3min;
top – timpul operativ; t op = 2,75 min;
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
85
CAPITOLUL 13 – NORME CU PRIVIRE LA SECURITATEA MUNCII, SANATATEA
MUNCITORILOR SI PROTECTIA MEDIULUI
In interesul prot ecție i integrității corporale a muncitorilor s -au elaborat normative de
protecția muncii, care sunt obligatorii atât pentru mu ncitori, cât și pentru conducătorii atelierelor
respective.
Dintre măsurile de protecție a muncii , care sunt specifice masinilor d e rec tificat, fac parte :
▪ se interzice punerea in funcțiune, fără apărătoare de pr otecție a oricărui organ de lucru a
cărui mi șcare prezintă pericol de accident;
▪ se interzice utilizarea bazelor de material a căror lungime depășește cu mult lungimea
suportu lui, întrucât, în timpul mișcării de rotație, aceste bare prezintă serioase surse de accidente;
▪ reglarea masinii de rectificat poate fi efectuată numai de reglor specializat;
▪ poziția curelelor de transmisie poate fi schimbată numai după oprirea mașinii sa u cu
dispozitive speciale ce nu prezintă pericol de accidente;
▪ este interzisă introducerea mainii in zona de lucru a masinii d e rectificat automate în
timpul funcționării acesteia;
▪ pentru scoaterea pieselor se vor utiliza țevi cu mâner, iar pentru evacuar ea aș chiilor,
cârlige speciale;
▪ la strungurile la care avansul semifabricatului este realizat prin contragreutați, spațiul de
deplasare al acestora trebuie complet protejat
▪ muncitorii cu părul lung sunt obligați să poarte bască sau sa -și lege parul;
▪ zona d e luc ru a strungului trebuie sa fie inchisă cu o apărăt oare transparentă;
▪ Principalele surse de pericol ce apar la prelucrăril e prin așchiere, daca nu sunt luate
măsuri corespunzătoare, sunt legate de așchiile ce se degajă în cursul așchierii, bucățile de scula
așchietoare care ar putea fi expulzate în cazul d istrugerii sculei, modul de fixare al pieselor și
sculelor in dispoziti ve și curentul electric . In afara acestora pot apare și alte surse legate de
ansamblul activităților industriale.
▪ Acționarea așch iilor se manifestă prin tăieturi și arsuri a căror grav itate e legată de forma și
temperatura așchiilor.
▪ Cele mai periculoase sunt așchiile continue sub formă de bandă care se dezvoltă in mod
dezordonat în zona de așchiere. De asemenea, periculoase sunt și așchiile scurte, degajate cu
viteză mare in procesul d e frezare rapidă și rectificare.
▪ Prevenirea accidentelor datorate așchi ilor se poate realiza prin măsuri luate asupra
geometriei sculei si a regimului de așchiere prin măsuri de protecție a omului impo triva
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
86
acestora.Ruperea sculelor sau expulzarea unor așc hii scurte sunt consecințe ale unui regim
necorespunzător sau a execută rii necorespunzătoare a sculelor.
Importanță deosebită o au paravanele de protecție a zonei de prelucrare. De asemenea,
trebuie a sigur ată o stabilitate dinamică și în general, reducere a tuturor resurselor de vibrații.
Din masurile de protectie a muncii,c are sunt specifice masinilor de rectificat,fac parte:
Atribuții:
▪ verifică la începutul lucrului și ori de câte ori se constată aba teri de la regimul normal de
lucru sistemul de control al uzurii prin vizualizare sau automat , în funcție de tipul mașinilor de
rectificat;
▪ echilibrează discurile direct pe mașinile de rectificat sau pe echipamente specializate.
▪ verifică periodic și ori d e cât e ori apar situații neconforme, parame trii de răcire – ungere
pe elemente componente și în întreg, conform instrucțiunilo r cuprinse în cartea tehnică a
mașinii.
▪ înlocuiește sculele și dispozitivele care prezintă un grad de uzură mai mare
▪ verifică star ea tehnică a mașinilor unelte prin probe de pornire -oprire și de mers în gol;
▪ Să isi insuseasca si sa respecte normele de secu ritate si sanatate in munca si masurile de
aplicare a acestora ;
▪ Să desfasoare activitatea in asa fel incat sa nu expuna la perico l de accidentare sau
imbolnavire profesiona la atat propria persoana , cat si celelalte persoane participante la
procesul de mu nca ;
▪ Să aducă la cunoștință conducatorului locului de munca orice defectiune tehnica sau alta
situatie care constituie un pericol de accidentare sau imbolnavire profesional a ;
▪ Să aducă la cunostinta conducatorului de munca accidentele de munca suferite de propria
persoana si de alte persoane participante la procesul de munca ;
▪ Să opreasca lucrul la aparitia unui pericol iminent de p roduc ere a unui accident si sa il
informeze de indata pe conducatorul locului de munca ;
▪ Să utilizeze echipamentul individual de protectie din dotare , corespunzator scopului
pentru care a fost acordat si, dupa utilizare, il inapoiaza si il pune la locul d estin at pentru
pastrare;
▪ Să utilizeze corect masinile, aparatura, uneltele, substantele periculoase, echipamentele
de transpor t si alte mijloace de productie;
▪ Să nu procedeze la scoaterea din functiune, modificarea, schimbarea sau inlaturarea
arbitrara a d ispoz itivelor de securitate proprii, in special ale masinilor, aparaturii,
uneltelor, instalatiilor tehnice si cladirilor si u tilizeaza corect aceste dispozitive.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
87
CONCLUZII
Tema proiectului se referă la proiectarea sistemului de transmisii mecanice de la o unitate
de pompare. Sistemul de transmisii este format dintr -o transmisie prin curele trapezoidale înguste
și un reductor d e turație. Pentru realizarea proiectului s -a plecat de la momentul de torsiune și
turația pe care sistemul de transmisii mecanice trebu ie să la furnizeze unității de pompare.
Cunoscându -se cuplul și turația s -a calculat puterea la arborele de ieșire al red uctorului. Tinându –
se seama de frecările din cuplele cinematice (lagăre cu rulmenți, angrenaje) puterea de ieșire s -a
împărțit la randa mentele acestora o bținându -se puterea necesară pe fiecare treaptă și arbore ; în
final se obține puterea necesară a motor ului. S -a ales motorul și odată cu acesta puterea și turația.
S-a calculat raportul total de transmitere al sistemului de transmis ii me canice ca raport î ntre
turația motorului și turația de ieșire din redactor. Admițându -se raportul de transmitere al
trans misiei prin curele ca fiind egal cu 2 a rezultat raportul de transmitere al reductorului. Cu
puterea și turația de la motorul ales s-au calculat puterile , turațiile și momentele de torsiune de
regim pe arbori.
Funcționarea sistemului de transmisii mecanice constă în reducerea turației(implicit a
vitezei unghiulare) și multiplicarea corespunzătoare a momentului de torsiune. Astfel, mo mentu l
de torsiune la i ntrare este mic și turația mare iar la ieșire invers, corespunzător raportului de
transmitere total.
Reductorul de turatie este un reductor în două trepte, bifurcat în prima treaptă. Momentul
de torsiune de la intrarea în reductor s -a împ arțit la 2 pentru a dimensiona cele două angrenaje,
independent. In treapta II avem de -a face cu un angrenaj cu dantură î n V. S -a trecut în continuare
la calculul angrenajelor, arborilor, rulmenților și asamblărilor cu pană.
Specific acestui tip de re ducto r este faptul că f orțele axiale din fiecare treaptă își fac
echilibrul pe roată sau în arbore. Astfel fortele axiale nu s e mai transmit în rulmenți. Ca atare,
rulmenții aleși trebuie să preia doar forțe radiale. Pe arborele intermediar s -au montat rul menți
oscilanți deoarec e forțele foarte mari care încarcă arborele produc deformații foarte mari ale
acestuia, efect distructi v pentru un altfel de rulment.
Ungerea rulmenților si a angrenajelor se face prin barbotare cu uleiul din baie. Inclinarea
planul ui de separație dintre cele două carcase permite imersia ambelor roți conduse în baia de
ulei.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
88
BIBLIOGRAFIE
[1] Vlase A. , Sturzu A., Mihail A., Bercea L, Regimuri de așchiere, adaosuri de
prelucrare și norme tehnice de timp, voi. I și II, Editura Tehnică, București, 1983, 1985.
[2] Picoș C. ș.a., Calculul adaosurilor de prelucrare și al regimurilor de așchiere, Editura
tehnică, București, 1974.
[3] Drăghici Gh., Tehno logii de fabricație – 2, Suport de curs, Universitatea Petrol –
Gaze d in Ploiești, 2006.
[4] Drăghici Gh., Tehnologii de fabricație – 2, Lucrări de laborator, Universitatea Petrol –
Gaze din Pl oiești, 2006.
[5] Buzatu V., Zenovei C., Tabele pen tru ateliere mecanice, Editura Tehnică, București,
1970.
[6] Popovici C. ș.a., Tehnologia construcție de mașini, Editura Didactică și
Pedagogică, București, 1967.
[7] Badea S.V ., Mașini -unelte și prelucrări prin așchiere, Editura Didactică și
Pedagogică, București, 1970.
[8] Cartiș L, Tratamente ter mice – tehnologie și utilaje, Institutul Politehnic „Traian
Vuia", Timișoara, 1975.
[9] * * * STAS 2171/2 -84 Piese de oțe l forjate liber, adaosuri de prelucrare și abateri
limită.
[10] Picoș C. ș.a., Proiectarea tehnologiilor de prelucrare mecanică prin așchiere, Manual
de proiectare, voi. I, Editura „Universitas", Chișinău, 1992.
[11] Picoș C., ș.a., Proiectarea tehnologiilor de prelucrare mecanică prin așchiere, Manual de
proiectare, voi. II, Editura „Universitas", Chișinău, 1992.
[12] P icoș C., ș.a., Normarea tehnică pentru prelucrări prin așchiere, voi. 1, Editura
Tehni că, București, 1979.
[13] Picoș C., ș.a ., Normarea tehnică pentru prelucrări prin așchiere, voi. 2, Editura Tehnică,
București, 1982.
1. A. Jula, D. Velicu, ș.a.: „Proiecta rea a ngrenajelor evolventice”, Editura Scrisul
Românesc 1989, Craiova.
2. I. Crudu, I. Ștefănescu, ș.a.: „Reductoare cu roți dinț ate”, Editura Didactică și
Pedagogică, București 1981.
3. Gh. Rădulescu, Gh. Miloiu , ș.a.: „Îndrumar de proiectare în construcția de mași ni”,
Editura Tehnică, București, 1986.
4. C. Dobrescu, M. Petrof, F. Flo rea: „Lubrifianți pentru angrenaje”, Editura Tehnică
București, 1984.
Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU
89
5. U.R.B. Catalog de rulmenți
6. Gh. Panait, M.Sava: „Organe de mașini și mecanisme”,Institutul de petrol și gaze,
Ploiești, 1984.
7. N. Grigore, Ș. Minoiu: „Organe de mașini”, Editura Universită ții „Petrol și Gaze”,
Ploiești, 2000,
8. C. Răduți, E. Nicolescu: „Mașini electrice rotative fabricate în România”, Editura
Tehnică București 1973.
9. Gh. Panait, ș.a.: „Îndrumar pentru p roiec tare și lucrări aplicative”, Editura I.P.G.,
Ploiești, 1984
10. I. Tudor: „Tribologie”, Editura Universității Petrol -Gaze, Pl oiești, 2001.
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Lucrare de Licență Constanti n-Cătălin BARBU [603496] (ID: 603496)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.