. Modernizarea Masinii de Rectificat Rpo 200 Prin Eliminarea Sistemului Hidraulic de Comanda

INTRODUCERE

Mașini unelte și operații de prelucrare la mașini unelte

Mașinile unelte sunt folosite la prelucrarea metalelor prin așchiere. Termenul tehnic de mașină unealtă definește o mașină de lucru care realizează un proces tehnologic de prelucrare prin așchiere. Ca urmare, mașina unealtă este o mașină de lucru utilizată pentru generarea suprafețelor prin așchiere, în anumite condiții de precizie dimensională, calitatea suprafeței și productivitate. Condițiile de precizie dimensională și calitate a suprafeței conduc la mașini unelte constructiv diferite, chiar dacă suprafețele generate sunt identice ca formă.

Varietatea mare a formelor și dimensiunilor pieselor folosite în construcția de mașini, aparate, utilaje și instalații tehnologice, precum și diversitatea de materiale din care acestea sunt confecționate, condițiile impuse privind precizia dimensională și calitatea suprafețelor prelucrate prin așchiere, cât și volumul de piese identice care se cer confecționate într-o anumită perioadă de timp, a reclamat proiectarea și realizarea unei mari diversități de mașini unelte. Astfel, actualmente în lume industria specializată în construcția de mașini unelte produce o paletă largă de mașini diferind între ele prin scop, capacitate de așchiere, precizie, mărime, grad de automatizare, etc.

Performanțele impuse mașinilor unelte sunt într-o dinamica permanenta, schimbându-se calitativ și cantitativ în fiecare an.

Principalele criterii de performanță de care trebuie ținut cont la mașini unelte sunt capacitatea de producție, siguranța și simplitatea exploatării, precizia de prelucrare, dependabilitatea în fabricație și întreținere, costurile de producție, atât la fabricația mașinii cât și în exploatare, cantitatea de material încorporata și estetica mașinii.

În funcționarea mașinilor unelte distingem două mișcări caracteristice:

– o mișcare principală, care poate fi circulară sau rectilinie și se caracterizează prin viteza de așchiere

-. o mișcare de avans care este realizată prin deplasarea continuă sau intermitentă a piesei sau a sculei.

Mașinile unelte pot fi clasificate astfel:

după felul mișcării principale – mașini unelte cu mișcare principală circulară (strunguri, mașini de găurit, mașini de frezat, mașini de filetat, etc.)

– mașini unelte cu mișcare principală rectilinie (mașini de rabotat, mașini de mortezat, etc.)

după felul mișcării de avans – mașini unelte cu avans continuu (strunguri)

– mașini unelte cu avans intermitent

(mașini de rabotat, mașini de mortezat, șepinguri, etc.)

După natura suprafeței de prelucrat (plană, cilindrică sau curbă) distingem:

mașini pentru prelucrarea suprafețelor plane (mașini de frezat, șepinguri, raboteze, morteze, mașini de rectificat plan)

mașini pentru prelucrarea suprafețe rotunde (strunguri, mașini de rectificat rotund)

mașini pentru prelucrat găuri (mașini de găurit, mașini de rectificat interior)

mașini pentru prelucrat filet (mașini de frezat și rectificat filet)

mașini pentru tăiat roți dințate (mașini de frezat, mașini de rabotat speciale, etc.)

mașini pentru prelucrarea suprafețelor curbe (mașini de copiat prin strunjire).

În funcție de criteriile tehnologice distingem următoarele tipuri de mașini unelte:

mașini unelte universale, folosite în general la producția individuala

mașini unelte de mare productivitate, caracterizându-se prin micșorarea universalității lor, prin mărirea rigidității și micșorarea numărului de trepte de viteză

mașini unelte monooperație, care execută o anumită operație la o anumită categorie de piese de diferite mărimi

mașini unelte specializate, care execută anumite operații pentru prelucrarea anumitor piese

mașini unelte speciale, care sunt proiectate și executate în mod special pentru executarea unei anumite operații la o anumită piesă

Mașinile unelte pot avea acționari diferite cum ar fi:

acționarea pe grupe: acționarea pe grupe a doua sau mai multe mașini unelte se realizează cu ajutorul unor transmisii prin curele acționate în majoritatea cazurilor prin motoare electrice trifazate (de obicei motoare asincrone); acționarea pe grupe este recomandată la acționarea mașinilor unelte care necesita puteri mici de 1 kW. Acest tip de acționare este rar folosită deoarece prezintă o serie de dezavantaje cum ar fi consum de energie mărit, întreținerea curelelor și a transmisiilor este costisitoare.

acționarea individuala: este utilizată pe scară largă prezentând avantaje cum ar fi: consumul de energie pentru acționarea mașinii unelte este proporțional cu timpul cât aceasta lucrează, realizează independența mașinilor între ele și ușurează instalarea sau mutarea lor.

În prezent în industria specializată în construcția de mașini unelte se produc o varietate largă de mașini unelte diferind între ele prin scop, capacitate de așchiere, precizie, mărime, performanțe.

CAPITOLUL I

1. STADIUL ACTUAL AL TEMEI

1.1. Mașini de rectificat plan

Operațiile de finisare și superfinisare necesare obținerii unei precizii dimensionale înalte și a unei calități ridicate a suprafeței se realizează printr-un proces de abrazare. În majoritatea cazurilor aceste operații sunt precedate de operații de degroșare, semifinisare și de tratamente tehnice dar există și situații în care procesul de abrazare oferă unica metodă de prelucrare (prelucrarea materialelor foarte dure). Una din aceste operații este și operația de rectificare.

Mașinile de rectificat plan sunt destinate finisării suprafețelor plane(orizontale, frontale, verticale etc).

mașini de rectif. plan orizontale mașini de rectif. plan frontale

fig. 1

rectificare frontală rectificare ghidaje

fig. 1

În cadrul mașinilor de rectificat plan orizontal mișcarea de rotație a corpului abraziv se poate obține fie prin cuplarea directă a motorului pe axa broșei de rectificare, fie prin utilizarea unei transmisii cu curele. Mișcarea de du-te-vino a mesei (avansul longitudinal ) se poate realiza fie hidraulic fie electromecanic.

Avansul longitudinal se mai poate realiza și de la motorul electric de turație variabilă MB, printr-o transmisie de curele dințate și un mecanism de transformare , de tip șurub – piuliță (sau melc cremalieră melcată).

Se mai și utilizează motoare cu posibilități de reglare a turației, dar utilizează ca mecanism de transformare o curea lata 7, ale cărei capete sunt fixate de masa mașinii.

Mașinile de rectificat plan vertical derivă din mașinile cu arbore orizontal prin schimbarea poziției axului broșei. Mașinile de rectificat plan având arborele principal vertical realizează o productivitate ridicată datorită creșterii zonei de contact între piesă și discul abraziv (fig.6). Mașina verticala pentru rectificarea plană din fig.6 este destinată rectificării în producția de serie mare. Rotația discurilor se realizează de către motoarele electrice 1, prin transmisie cu curele late 2, piesele cad din suportul 3, în locașurile discului de antrenare 4, și sunt trecute printre discurile de rectificare. Adâncimea de rectificare se reglează cu ajutorul servomotoarelor 9.

fig.6

1.2. MECANISMUL DE AVANS TRANSVERSAL ELECTRO-MAGNETIC EXISTENT PE MAȘINA DE RTECTIFICAT INIȚIALĂ

Pe mașina de rectificat plan orizontal ințială există o metodă constructiva de mecanism de avans transversal electromagnetic, care se compune dintr-un motor electric de activare, un reductor și un șurub conducător.

Motorul electric este asincron fapt pentru care s-au utilizat 2 cuplaje electromagnetice care prin cuplare și decuplare au realizat mișcarea intermitentă a șurubului conducător. Descrierea funcționării se va face pe baza planșei 1. Când cuplajul electromagnetic GEM 1 s-a închis, cuplajul GEM 2 nu se va cupla și mișcarea de rotație s-e transmite la șurubul conducător. Astfel s-a realizat avansul rapid la organul de lucru .

Când cuplajul GEM 1 nu este acționat, iar GEM 2 atrage lamelele ce realizează lanțul cinematic care dă avansul de lucru. Astfel roata Z1 nu se rotește cu arborele și roata Z6 va fi roata dințată care transmite mișcarea. Se realizează o demultiplicare puternică din cauza numărului mare de trepte.

Mișcarea se transmite la Z6 care prin intermediul cuplajului GEM 2 va Ii legat de arbore, și astfel prin Z3, Z4, Z5 se transmite mișcarea de rotație lentă la șurubul conducător.

Decuplarea avansului automat și totodată cuplarea avansului manual se realizează printr-un sistem mecano-hidraulic. Un motor hidraulic comandă deplasarea manșonului prin intermediul căreia se realizează cuplarea cuplei G. Când din motorul hidraulic presiunea scade, arcul inițial comprimat aduce tija cu știftul (respectiv și manșonul) în poziția din stânga și astfel cuplajul G realizează legătura dintre roata de mână și arborele roții dințate Z10. Evident cuplajele electromagnetice GEM1 și GEM2 nu sunt cuplate

Această metodă prezintă o serie de dezavantaje, fapt pentru care se propune schimbarea ei.

Dezavantajele ei sunt:

a) utilizarea electromagneților pentru comanda mișcării;

b) cuplarea și decuplarea repetată a cuplajelor electromagnetice a dus la uzura lor prematură;

c) după un timp de funcționare relativ mic ele trebuiau schimbate;

d) din cauza cuplării mecano – hidraulice este nevoie și de un sistem hidraulic

e) acest mecanism era montat în batiul mașinii ceea ce cauza dificultăți la montare, verificare sau în timpul eventualelor reparații;

f) timpul aferent reparații1or și întreținerii creștea deoarece întregul batiu trebuia demontat pentru a ajunge la mecanism;

g) utilizarea unui număr mare de roți dințate între arborele motor și arborele șurubului conducător a făcut să scadă considerabil randamentul.

Astfel se impune proiectarea unui mecanism care să înlăture aceste neajunsuri și să aducă funcționarea mașinii la parametri superiori.

CAPITOLUL II

PROIECTAREA UNUI MECANISM DE AVANS TRANSVERSAL PENTRU MAȘINI DE RECTIFICAT PLAN

1. DESCRIEREA FUNCȚIOȚNĂRII MECANISMULUI

1.1. GENERALITĂȚI

Mașinile de rectificat plan sunt destinate prelucrării suprafețelor plane, verticale sau înclinate precum și la rectificarea unor suprafețe profilate, caz în care se utilizează discuri de rectificat cu periferia profilată.

Rectificarea plană constituie în majoritatea cazurilor operația de finisare a unor suprafețe anterior degroșate prin frezare sau rabotare.

Dacă piesele prezintă adaosuri de prelucrare mici sau au suprafețe cu crustă dură, rectificarea poate fi utilizată atât pentru degroșare cât și pentru finisare.

Mașinile de rectificat plan, din punct de vedere cinematic se aseamănă cu restul mașinilor de rectificat.

Discul abraziv efectuează o mișcare de rotație, iar piesa este fixată pe masa mașinii,

Avansul vertical este realizat de capul de rectificat, prin intermediul unei roți de mână cu disc gradat. Piesa execută mișcare pe direcție longitudinală și transversală. La aceste mașini de rectificat, mișcarea relativă pe direcție transversală între discul abraziv și piesă este soluționată prin montarea mesei mașinii pe o sanie transversală, susținută pe ghidajele batiului.

Avansul transversal poate avea un caracter intermitent, executându-se la unul sau la ambele capete de cursa ale mesei, sau continuu. Această mișcare poate fi acționată prin sisteme hidraulice, mecano – hidraulice, electro – hidraulice sau prin motoare electrice pas cu pas.

1.2. PROIECTAREA MECANISMULUI DE AVANS TRANSVERSAL

S-a impus proiectarea unui mecanism de avans transversal electromecanic care să înlăture dezavantajele mecanismului existent pe mașină, astfel încât acesta sa fie un subansamblu al mașinii, montabil separat și prins cu șuruburi de acesta.

S-a impus ca acest mecanism să aibă dimensiuni mici, greutate redusă, siguranță în funcționare și rapiditate în acționare.

Mecanismul proiectat se compune dintr-un motor electric de acționare – un reductor de turații care realizează legătura la șurubul conducător,

Motorul electric de acționare fiind un motor asincron, cuplarea mișcării respective și întreruperea ei se va realiza cu ajutorul unor scheme elect va realiza cu ajutorul unor scheme electrice. Reductorul de turații (cu raportul de transmitere egal cu 10) se compune din 5 roti dințate cu dinți înclinați, fixe pe arbore.

Am ales ca roțile dințate să fie cu dantură înclinată pentru că funcționează mai silențios.

Roata Z5 este o roată compusă din două danturi, una exterioară angrenând cu roata Z4 și una interioară Z6, aceasta din urmă are doar un rol de cuplare. Roata combinată se rotește liber pe arbore, mișcarea transmițându-se arborelui principal prin cuplarea roții Z7 cu Z6.

Roata dințată Z7 este fixă pe o tijă prin intermediul unui știft care are rolul totodată de cuplare – decuplare a roții de mână. Deoarece roata de avans fin realizează legătura la arborele principal prin intermediul unui melc- roată melcată, se impune decuplarea ei în cazul acționării roții melcate de către motor.

Roțile dințate Z8-Z9 au același rol ca și roțile Z5-Z6. roțile Z7 și Z8 sunt fixate de tija de acționare astfel încât în momentul cuplării uneia, cealaltă decuplează invers.

Arborele melcului și a roții de mână pentru avansul fin este montat intr-o bucșă excentrică care se poate roti în jurul axei proprii. Axul melcului poate fi scos astfel din angrenare. Limitatoarele materializate prin intermediul a două știfturi definesc unghiul maximal de rotație al arborelui.

Șurubul conducător va avea o construcție specială șurub cu bile. Acest șurub are o serie de avantaje față de un șurub obișnuit:

– randamentul mărit

randamentul în cazul șurubului cu bile (cele trei curbe de sus)

randamentul în cazul șurubului obișnuit (cele trei curbe de jos)

– frecare minimă

șurub clasic șurub cu bile frecarea în șurub obișnuit-sus

frecarea în șurub cu bile-jos

robustețea

capacitatea de încărcare ridicată (având un comportament de excepție sub efectul sarcinii de încărcare)

În practica industriala șuruburile cu bile determină direct performanțele unui echipament sau a unei mașini – unelte. Datorită noilor tehnici de prelucrare, gama șuruburilor cu bile tinde să se extindă tot mai mult spre dimensiuni sensibile (diametre foarte mici de 2,3 mm).

Bilele pot fi confecționate din ceramică, sticlă, aluminiu, oțel ,oțel-inox, cum și partea filetată poate să se prezinte într-o gamă de forme și materiale. Totuși profilul filetului este unul deosebit nefiind decât un elicoid cilindric (profilele adoptate în general fiind ogival si semicircular sau circular).

profil ogival

Ansamblul șurub cu bile este alcătuit dintr-un ax filetat ce prezintă un profil special, elaborat în condiții de respectare a fenomenelor de conformitate de la rulmenți, bile prin care se transmite mișcarea, mai precis forța necesară piuliței, care la rândul ei are un profil conjugat cu cel al filetului. Proprietatea fundamentală care face acest ansamblu atât de căutat în aplicațiile cu eforturi mari, dar forțe de frecare mici, este contactul punctiform care se realizează între piuliță — bile — șurub. Pentru a putea transmite mișcarea bilele se deplasează în zona de contact piulița – bile – șurub din interiorul piuliței urmând o traiectorie circulară spre a reveni din nou în zona contactului respectiv. Fenomenul poartă denumirea de recirculare a bilelor.

Ansamblul șurub cu bile

Sistemul de recirculare a bilelor între piuliță și șurub poate fi:

în interiorul piuliței

în exteriorul piuliței

sistem de recirculare intern

sistem de recirculare extern

sistem de recirculare prin peretele piuliței (extern)

1.3. SCHEMA CINEMATICA SI DL MONTARE A MECANISMULUI DL AVANS TRANSVERSAL PE MASINA DE RECTIFICAT PLAN. FUNCTIONAREA.

Motorul electric comandat pe cale electrică va executa un număr de rotații după care se oprește. Prin intermediul angrenajelor Z1-Z7 această rotație se transmite arborelui principal și respectiv șurubului conducător. Proporțional cu numărul de rotații a șurubului se va deplasa piulița și respectiv sarcina mesei mașinii.

Mărimea acestei deplasări este comandată prin intermediul schemei electrice.

Când se apasă pe butonul avansului rapid, motorul funcționează în regim asincron și astfel se întrerupe mișcarea intermitentă, rezultând una continua. Pe mașină, în exterior va apare un selector de avans prin intermediul căruia se comandă schema electrică și respectiv numărul de rotații a motorului. Când se acționează manual, tija T trebuie trasă și astfel se rea1izează contactul dintre roata interioara Z9 și cea exterioară Z5 și totodată întrerupe contactul între motor și arborele principal.

Pentru acționarea avansului transversal se utilizează un motor trifazat cu două turații (1500 și 3000 rot/min) și o putere de 0,6/0,75 kW.

Pentru realizarea mișcării intermitente, precum și a mișcării continue a saniei cu un singur motor. Serviciul Electronică – Automatizări a conceput un circuit de comandă electronică, care realizează acționarea motorului asincron în regim pas cu pas.(vezi fig. 7)

1.4. AVANTAJELE MECANISMULUI PROIECTAT FAȚA DE MECANISMUL EXISTENT PE MAȘINA

După cum s-a amintit la începutul acestei lucrări, mecanismul de avans electromecanic proiectat va înlătura toate neajunsurile existente pe mașină și va avea caracteristici superioare acestuia.

Astfel s-a conceput un mecanism care să constituie un subansamblu separat, independent al mașinii. El poate fi asamblat separat, reglat și încercat pe un stand și apoi se montează cu ajutorul unor șuruburi pe batiul mașinii, (astfel încât nu trebuie demontat batiul mașinii). Utilizarea șurubului cu bile crește randamentul considerabil ceea ce înseamnă utilizarea mai eficientă a energiei electrice.

S-au eliminat cuplajele electromagnetice și comanda mișcării intermitente s-a realizat prin intermediul unei scheme electronice, ceea ce are avantajul rapidității răspunsului la comandă și siguranța în funcționare.

Cuplarea, respectiv decuplarea avansului manual se realizează cu ajutorul unei tije cu acționare mecanică. Această soluție are principalul avantaj simplitatea și siguranța.

1.5. ALEGEREA MATERIALELOR

Alegerea materialelor pentru roțile dințate se va face având în vedere puterea motorului electric de acționare. Deoarece principalele materiale utilizate pentru confecționarea roților dințate este oțelul carbon de calitate (STAS 880-88) sau oțelurile aliate (STAS 791-88) și având în vedere că roțile dințate trebuie să reziste la un număr mare de cuplări – decuplări, cat și faptul că trebuie sa transmită mișcarea în ambele sensuri, se va alege pentru execuția lor oțelul aliat 4OCrlO.

Arborii se execută din oțeluri carbon obișnuite sau oțeluri carbon de calitate. Pentru arborii intermediari s-a ales oțelul carbon de calitate OLC45 (STAS 880-88). Deoarece arborele de intrare este corp comun cu pinionul, va fi executat din 4OCrlO ca și rotile dințate. Arborele principal se va executa din OLC60 pentru ca este arborele cel mai solicitat.

Cuplajul cu gheare se execută din fontă. Se impune totodată ca duritatea flancului pinionului să fie ceva mai mare ca duritatea flancului roți conduse pentru a preveni pericolul gripării suprafețe1or flancurilor active și pentru a asigura pinionul o durată de funcționare apropiată de cea a roții cu care angrenează.

Elementele asamblării șurub – piuliță, (șurub, piuliță, și bile) sunt executate din oțel OLC60X, tratate superficial la o duritate de 58 – 61 HRC.

Fig.7

CAPITOLUL III

CALCULE DE DIMENSIONARE ȘI VERIFICARE A PRINCIPALELOR SUBANSAMBLE

1. ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC

Din considerentul că un motor electric asincron, funcționând în regim de motor pas cu pas asigură un randament mult mai mare decât motoarele acționate prin alte căi, și faptul că în industrie motoarele asincrone sunt cele mai răspândite, s-a ales un motor asincron. Acest motor prezintă avantajul că este economic atât din punct de vedere constructiv cât și funcțional.

Având în vedere că se utilizează un singur motor electric și pentru avansul de lucru și pentru avansul rapid fără posibilitatea de multiplicare a turației pe cale mecanică la trecerea din regim de lucru la regim rapid, se va alege un motor electric asincron cu două turații, astfel încât dacă masa are o mișcare în regim rapid se va utiliza turația mai mare. Acest lucru ajută la creșterea rentabilității pentru că se reduce timpul auxiliar.

Consultând mecanismele de avans transversal electromecanice existente pe mașina se constată că motorul de acționare are puterea de sub 0,6 kW.

Deoarece turația cel mai frecvent utilizată este de 1500 rot/min se va alege din cataloage un tip de motor cu caracteristici superioare acestora.

Astfel s-a ales motorul asincron cu două turații cu 1500/3000 rot/min și puterea

P = 0,6/0,75 [kW] cu simbol 90S.

2. VERIFICAREA MOTORULUI ELECTRIC

Schema principală va fi următoarea:

Verificarea motorului constă în determinarea momentului dat de momentul de inerție al maselor în mișcare, calcularea puterii cu ajutorul acestuia și compararea acestei valori a puterii cu valoarea adaptată.

Momentul rezistent al sistemului se va compune din două momente: unul dat de ansamblul forțelor care acționează asupra șurubului și unul dat de masele în mișcare.

Astfel:

unde:

– F – forța de așchiere, în acest caz se va lua F = 500 [N] (din cartea mașinii)

– G = mg – este forța de frecare dată de greutate, unde:

– m = 300 [kg]

– g = 9,8 [m/s2]

– = coeficientul de frecare (0,11 – 0,15 din [4] pag. 118

= randamentul mecanismului = 0,9 la șurub cu role

Datele caracteristice ale șurubului conducător se iau din [15] pag. 88 tab. 2.22.

Astfel:

P = 9

D = 24

[Nm]

(relație cunoscută de la acționări electrice)

[rad/s]

[rad/s]

Irdt = IMe + Itr + Ișurub

Momentul de inerție al motorului electric de acționare se va alege din catalog.

[kgm2]

[kgm2]

[kgm2]

[kgm2]

[Nm]

[Nm]

se va calcula și cu n1 = 1500 rot/min și cu n2=3000 rot/min

MR1 = M1 + M2=1,31 + 10,227 = 11,537 [Nm] = 11,37 [daNm]

MR2 = M1 + M2 = 1,31 + 37,9095 = 39,219 [Nm] = 392,19 [daNm]

Momentul motorului va fi:

Puterea motorului se va calcula cu relația:

[kW]

[kW]

Aceste valori găsite arată că s-a ales un motor corespunzător.

3. CALCULUL DE DIMENSIONARE A REDUCTORULUI

3.1. RAPORTUL DE TRANSMITERE ȘI CALCULUL NUMĂRULUI DE DINȚI

Raportul de transmitere total: IT = 10

Reductorul fiind compus din trei trepte, raportul de transmitere va fi:

Dar se știe că:

Pe baza acestor formule se vor calcula numărul de dinți la roțile dințate.

Astfel:

3.2. RANDAMENTUL

Randamentul angrenajelor cu dinți înclinați cilindrici:

= 0,95 – 0,99 %

Randamentul lagărelor cu rulmenți:

rol = 0,99 %

Randamentul motorului electric:

ME = 0,85 – 0,99 %

Randamentul șurubului cu role:

= 0,8 – 0,9 %

3.3. CALCULUL MOMENTULUI DE TORSIUNE

Momentul de torsiune se calculează cu formula:

în care:

– P – este puterea motorului de antrenare în [kW]

– i – este randamentul treptei anterioare

– ni – este turația arborelui de antrenare în [rot/min]

Deoarece motorul electric de antrenare are două turații se va calcula momentul de torsiune în ambele cazuri și se va dimensiona reductorul cu momentul de torsiune mai mare.

Astfel:

unde:

–

– n1 = 1500 [rot/min]

– P1 = 0,6 [kW]

[daN cm] = 3450 [Nmm]

Respectiv:

unde:

– 2 = 1 = 0,9032

-n2 = 3000 [rot/min]

– P2 = 0,75 [kW]

[daN cm] = 2156 [Nmm]

Dimensionarea reductorului se va face pe baza momentului de torsiune Mt1 = 3450 [Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

3.4. ÎNCLINAȚIA ELICEI PE DIAMETRUL DE DIVIZARE

Înclinația elicei pe diametrul de divizare se caracterizează prin unghiul .

În literatura de specialitate se recomandă ca = 4o – 30o

S-a adoptat = 18o

Se apreciază = 0 = 18o – unde 0 unghiul de înclinare de referință a dintelui.

3.5. NUMĂRUL DE DINȚI AI ROȚII ECHIVALENTE

Calculele de dimensionare în continuare se vor face pe baza relațiilor prezentate în [4] tab. 10.12. pag. 558.

Astfel numărul de dinți ai roții echivalente se va calcula cu formula:

3.6. COEFICIENTUL DE DEPLASARE AL PROFILULUI ÎN PLAN NORMAL

Pentru alegerea coeficienților de deplasare a profilului literatura de specialitate indică tabele sau conture de blocare. Astfel s-a ales în funcție de numărul de dinți a roții echivalente din [2]:

3.7. COEFICIENTUL DE DEPLASARE AL PROFILULUI ÎN PLAN FRONTAL

Coeficientul de deplasare a profilului în plan frontal se va calcula cu relația:

Înlocuind:

3.8. UNGHIUL NORMAL AL CREMALIEREI DIN SECȚIUNEA FRONTALĂ

Pentru calculul unghiului ot se va calcula cu relația:

în care on = 20o

de unde:

ot = arctg(0,383354) = 20,9747 = 20o58'29"

3.9. UNGHIUL DE ANTRENARE ÎN SECȚIUNEA NORMALĂ

Unghiul de antrenare în secțiunea frontală va fi:

în care: invot = 0,17259315892

Treapta 1:

z1 =25

z2 = 100

de unde t1 = 21o01' = 21,016

Treapta 2:

z3 = 40

z4 = 90

de unde t2 = 21o05' = 21,083

Treapta 3

z4 = 90

z5 = 100

de unde t3 = 20o57' = 20,97

3.10. CALCULUL MODULULUI DIN SECȚIUNEA NORMALĂ

Modulul din secțiunea normală se va calcula din relațiile de rezistență și se standardizează după STAS 822-81. Astfel:

din [4] pag. 565

În care:

– CF = 1,1…1,4 – coeficient de siguranță

– 0 = 18o

– M = 8…10 – coeficient referitor la modul, se alege din [4] pag. 550, tab.10.9.

– KH = 1 – factorul lungimii minime de contact pentru sarcină constantă

– KC = 1,67 – este factorul punctului de rostogolire și s-a ales din [4] pag. 564, fig.10.32.

– KM = 85,7 [] – este factorul de material și s-a ales din [4] pag. 548, tabelul 10.8. în funcție de materialul roților dințate.(s-a ales pt. roțile dințate materialul oțel aliat 40Cr10)

– Ha = 1320 [N/mm2] – pentru 40Cr10

Treapta 1:

– Mt2 = 12984,36 [Nmm]

– i12 = 4 = iI

– z1 = 25

– t1 = 21,016

– m = 10

– CF = 1,4

– KC = 1,61

[mm]

se rotunjește la mn1STAS = 1 [mm]

Treapta 2:

– Mt3 = 27488,09 [Nmm]

– i34 = 9/4 = 2,25 = iII

– z3 = 40

– t2 = 21,083

– m = 10

– CF = 1,4

– KC = 1,61

[mm]

se rotunjește la mn2STAS = 1 [mm]

Treapta 3:

– Mt4 = 28449,79 [Nmm]

– i45 = 10/9 = 1,1 = iIII

– z4 = 90

– t3 = 20,97

– m = 10

– CF = 1,4

– KC = 1,68

[mm]

deoarece roata z4 angrenează și cu z3 și cu z5 se impune ca modulul pentru treapta 2 și 3 să fie același astfel: mn3STAS = 1 [mm]

3.11. CALCULUL MODULULUI ÎN SECȚIUNEA FRONTALĂ

Modulul în secțiunea frontală se va defini ca raportul dintre modulul normal standardizat și cosinusul unghiului de înclinare a elicei pe cilindrul de divizare, astfel:

Deoarece modulul în secțiunea normală la cele trei trepte este același mn = 1 rezultă că și mt va fi același:

[mm]

3.12. COEFICIENTUL DE MODIFICARE A DISTANȚEI AXIALE

Coeficientul de modificare a distanței axiale se calculează cu relația:

Treapta 1:

z1 = 24

z2 = 100

[mm]

Treapta 2:

z3 = 40

z4 = 90

[mm]

Treapta 3:

z4 = 90

z5 = 100

[mm]

3.13. CALCULUL DISTANȚEI AXIALE

Distanța dintre arbori (distanța axială) se determină utilizând formula:

unde mt = 1,0532686 [mm] pentru toate cele trei trepte.

Treapta 1:

[mm]

se va rotunji la a1 = 66 [mm]

Treapta 2:

[mm]

se va rotunji la a2 = 69 [mm]

Treapta 3:

[mm]

se va rotunji la a3 = 100 [mm]

3.14. CALCULUL COEFICIENTULUI DE SCURTATE A ÎNĂLȚIMII DINȚILOR

Pentru aceasta se aplică formula:

t = Xt1 + Xt2 – yt

Treapta 1:

t1 = Xt1 + Xt2 – yt1 = 0,2760046+(-0,112468)-0,0174840 = 0,1459521

Treapta 2:

t2 = Xt3 + Xt4 – yt2 = 0,5374862+(-0,0137847)-0,0475553 = 0,419286

Treapta 3:

t3 = Xt4 + Xt5 – yt3 = -0,01378475374862+(-0,0433877)-0,0152438 = -0,0419286

Dar deoarece z4 angrenează cu z3 și z5 se va adopta t3 = t2

3.15. CALCULUL ÎNĂLȚIMII DINȚILOR

Înălțimea dinților în cazul angrenajelor cu dinți înclinați va fi:

pentru fon = 1 și won = 0,25 din STAS 821-75

Astfel pentru:

– angrenajul z1 – z2

[mm]

– angrenajul z3 – z4

[mm]

Din considerentul că roata z4 este roată intermediară între roata z3 și roata z5, înălțimea dinților celor trei roți trebuie să fie aceeasi. Deci h3 = h2

h3 = 1,17489 [mm]

3.16. CALCULUL DIAMETRELOR CERCURILOR DE DIVIZARE

Diametrul cercului de divizare se calculează cu formula:

utilizând formula vom avea:

[mm]

[mm]

[mm]

[mm]

[mm]

3.17. CALCULUL DIAMETRELOR CERCURILOR DE BAZĂ

Diametrul cercului de bază se calculează cu formula:

[mm]

[mm]

[mm]

[mm]

[mm]

3.18. CALCULUL DIAMETRELOR CERCURILOR DE ROSTOGOLIRE

Diametrul cercurilor de rostogolire se calculează cu formula:

Folosind relația de mai sus, vom avea:

[mm]

[mm]

[mm]

[mm]

[mm]

3.19. CALCULULDIAMETRELOR CERCURILOR EXTERIOARE

Diametrul cercurilor exterioare se calculează cu formula:

unde

Înlocuind vom avea:

[mm]

[mm]

[mm]

[mm]

[mm]

3.20. CALCULUL DIAMETRUL CERCURILOR INTERIOARE

Diametrul cercurilor interioare se calculează cu formula:

unde

Înlocuind vom avea:

[mm]

[mm]

[mm]

[mm]

[mm]

3.21. CALCULUL GRADULUI DE ACOPERIRE

Gradul de acoperire în cazul angrenajelor cilindrice cu dinți înclinați se calculează cu formula:

unde:

lățimea roții (constructiv)

Treapta 1:

Treapta 2:

Treapta 3:

3.22. COTA PESTE N DINȚI

Numărul N de dinți peste care se calculează lungimea se va determina din [11] pag. 289 tab. 9.3.

Pentru:

Z1=25 ZV1=27,73 N1 = 3

Z1=100 ZV2=110,93 N2 = 12

Z3=40 ZV3=44,372 N3 = 4

Z4=90 ZV4=99,84 N4 = 11

Z5=100 ZV5=110,93 N5 = 12

Se va calcula pentru roata plană imaginară din secțiunea N-N:

Înlocuind vom avea:

3.23. ARCELE DINȚILOR PE CERCURILE DE DIVIZARE

Se va utiliza formula:

Înlocuind vom avea:

4. VERIFICAREA ANGRENAJELOR DIN REDUCTOR

4.1. VERIFICAREA LA PRESIUNEA DE CONTACT

Treapta 1:

unde KC, KH, KM, CF au aceeași semnificație ca și la calculul modulului.

[N/mm2] < Ha

Treapta 2:

[N/mm2] < Ha

Treapta 3:

[N/mm2] < Ha

4.2. VERIFICAREA LA ÎNCOVOIERE

Angrenajele se verifică la încovoiere utilizând formula:

în care:

Înlocuind:

– este factor de înclinare a dintelui din [4], pag.566.

– KF – factorul de formă, se determinat în funcție de numărul de dinți ai roții echivalente din [4], pag.552, fig. 10.27.

– pa = 185 [N/mm2] pentru 40Cr10

Treapta 1:

CF = 1,4

Mt1 = 3450 [Nmm]

b = 10 [mm]

mn = 1 [mm]

dw1 = 26,339066 [mm]

KF = 2,33

Kp = 0,8475

[N/mm2] < pa

Treapta 2:

[N/mm2] < pa

pentru că:

CF = 1,4

Mt1 = 3450 [Nmm]

b = 10 [mm]

mn = 1 [mm]

dw1 = 42,161567 [mm]

KF = 2,13

Kp = 0,8475

Treapta 3:

[N/mm2] < pa

pentru că:

CF = 1,4

Mt1 = 3450 [Nmm]

b = 10 [mm]

mn = 1 [mm]

dw1 = 42,161567 [mm]

KF = 2,13

Kp = 0,8475

5. CALCULUL ARBORILOR DIN REDUCTOR

5.1. CALCULUL ARBORELUI CU PINION

5.1.1. Predimensionarea arborelui ținând cont doar de solicitarea la răsucire (torsiune):

Arborele fiind executat din oțel aliat 40Cr10, se va lua :a =250 [N/mm2] din [3] pag. 33 și pag. 40.

Mt1 = 3450 [Nmm]

[mm]

Se alege capătul de arbore din STAS ca fiind 17 mm.

5.1.2. Dimensionarea pe baza încovoierii și răsucirii

Pentru aceasta va trebui să determinăm momentul de torsiune și de încovoiere ce acționează pe arbore. Se va pleca de la calculul forțelor din angrenaje:

– forța tangențială: [N]

– forța radială: [N]

– forța axială: [N]

a)- determinarea reacțiunilor în plan orizontal H:

[N]

[N]

Verificarea reacțiunilor:

64,238 + 36,433 = 100,67 [N]

Variația momentelor în plan orizontal:

[N]

b)- determinarea reacțiunilor în plan vertical V:

[N]

[N]

[N]

Verificarea reacțiunilor din proiecția pe verticală:

178,0759 + 83,96414 – 246,55 = 0

Variația momentelor în plan vertical:

[Nmm]

[Nmm]

Momente rezistente:

[Nmm]

[Nmm]

Momentele echivalente se calculează cu relația:

;

din [4] pag. 40 s-a ales pentru 40Cr10:

– {N/mm2]

– {N/mm2]

[Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

Calculul diametrelor arborelui pe baza momentului echivalent:

[mm]

[mm]

[mm]

[mm]

5.1.3. Calculul rigidității arborelui

Calculul rigidității arborelui constă în determinarea tangentei și a săgeții la arborele solicitat.

Pentru acesta se folosesc relațiile:

din [10 ], pag. 206

Unde:

– 0x – reprezintă aria diagramei din origine până în punctul x

– S0x – momentul static al diagramei de momente fata de origine.

iar tg0 si v0 se vor determina din condițiile de reazeme.

Poziția centrului de greutate se va determina pe baza cunoștințelor din mecanică:

– este abscisa centrului de greutate a figurii cuprinse între A și B

[mm]- relație cunoscută din [16] pentru arii sub formă de trapez

[mm]-

E = 2,1 106 [daN/mm2] = 2,1 106 [N/mm2]

Revenind la centrul de greutate a figurii plane, înlocuind și efectuând calculele de rigoare se obține:

e = 49,223 [m] de la punctul A

tg0 și v0 sunt constante de integrare și se determină din condițiile de reazeme:

X = 0 V = 0 S0x = 0 V0 = 0

X = 1 V = 0 S0x = SAB = eAB

de unde tg0 = 0,00001322 rad < tgmax

max dat de literatura de specialitate este 10-3 [rad]

În punctul A:

tgA = 0 = 0,0001322

VA = V0 = 0

În punctul 1:

tg1 = 0

[mm] < Vadmis

VB = 0

5.1.4 Calculul rulmenților de pe arborele pinion

În funcție de arbore s-a ales rulmentul cu role conice 30203 cu capacitatea dinamică:

C = 3600 daN

Forțele radiale din rulmenți vor fi:

[N]

[N]

iar forța axială din rulment:

[N]

e = 0,43

în tabele se indică X = 1, Y = 0, V = 1 (se rotește inelul interior)

Sarcina dinamică echivalentă se calculează cu relația:

Înlocuind avem:

[N]

unde:

– Ln = 12000 ore de funcționare

– n = 3000 [rot/min]

milioane de rotații

În funcție de durabilitatea L a rulmentului se alege din [4] pag.375 tab.7.49. raportul , de unde:

[N]

C < Cadmis, deci rulmentul a fost ales corespunzător.

5.1.5. Calculul la oboseală a arborelui

Calculul la oboseală constă din determinarea coeficientului de siguranță și compararea lui cu valoarea admisă. La arborii solicitați la încovoiere și torsiune, coeficientul de siguranță se va determina cu relația:

unde:

conform [4] pag. 203 relația 6.11. si 6.12.

Pentru oțelul aliat 40Cr10:

-1 = 88 [daN/mm2] -1 = 88 [daN/mm2]

r = 88 [daN/mm2] r = 88 [daN/mm2]

-1 = 100 [daN/mm2] -1 = 60 [daN/mm2]

m = 100-120 [daN/mm2] m = 60-72 [daN/mm2]

C = 80 [daN/mm2] C = 48 [daN/mm2]

= 30 [daN/mm2] = 20,8 [daN/mm2]

Coeficientul de calitate se alege în funcție de starea suprafeței, din [4], fig I-14, pag. 761 în acest caz = 0,9.

Coeficientul dimensional m se alege din [4], fig. I-12, pag. 760 pe baza diametrului și tipului solicitării. Astfel m = 0,93.

Concentratorii k și k se aleg din [4], fig. I-56, pag. 756.

– k = 1,5

– k = 1,3

Toate aceste valori s-au determinat pentru secțiunea 2 de pe arbore.

Valorile rezistențelor admisibile se înlocuiesc în [daN/cm2]

C = 1,48732

Ca = 1,3…1,5

5.2. CALCULUL ARBORELUI 2

Arborele este executat din OLC 45 STAS 880-80

5.2.1. Predimensionarea arborelui ținând cont doar de solicitarea la răsucire (torsiune):

Arborele fiind executat din oțel OLC45, se va lua :a = 120 [N/mm2] din [3], pag. 33.

Mt2 = 12984,36 [Nmm]

[mm]

Se alege capătul de arbore din STAS ca fiind 17 [mm]

5.2.2. Dimensionarea pe baza încovoierii și răsucirii

Pentru aceasta va trebui să determinăm momentul de torsiune și de încovoiere ce acționează pe arbore. Se va pleca de la calculul forțelor din angrenaje:

– forța tangențială: [N]

[N]

– forța radială: [N]

[N]

– forța axială: [N]

[N]

Verificarea reacțiunilor:

(proiecția în plan vertical)

246,1102 + 237,812 – 246,464 – 237,459 = 0

Variația momentelor în plan orizontal:

[Nmm]

[Nmm]

b)- determinarea reacțiunilor în plan vertical V:

[N]

[N]

[N]

Verificarea reacțiunilor din proiecția pe verticală:

353,14179 + 357,841 – 95,018 – 615,933 = 0

Variația momentelor în plan vertical:

[Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

Momente rezistente:

[Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

Momentele echivalente se calculează cu relația:

din [4], pag. 40 s-a ales pentru OLC45:

– [N/mm2]

– [N/mm2]

[Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

Calculul diametrelor arborelui pe baza momentului echivalent:

[mm]

[mm]

[mm]

[mm]

[mm]

5.2.3. Calculul rulmenților de pe arborele 2

În funcție de arbore s-a ales rulmentul cu role conice 30203 cu capacitatea dinamică:

C = 3600 daN

[N]

[N]

[N]

Pentru verificarea rulmentului trebuie calculată capacitatea dinamică a rulmentului respectiv dat de sarcina dinamică echivalentă și durabilitatea ei. Această valoarea se compară cu valoarea dată în cataloage. Astfel:

din [16], pag. 71

L10 se alege din [4] pag. 375

în funcție de L, care se calculează cu ralația:

unde:

[rot/min]

Ln = 12000 ore , din [4], pag.374, tab.7.84

milioane de rotații

L10 = 6,64

În care X și Y se aleg în funcție de

e = 0,43

X = 1, Y = 0, V = 1 din [16], pag.72, tab. 5.4.

Înlocuind avem:

, de unde:

[N] < Ca

5.2.4. CALCULUL RIGIDITĂȚII ARBORELUI 2

Calculul rigidității arborelui constă în determinarea tangentei medii de deformare și compararea ei cu valoarea admisă prescrisă în literatura de specialitate.

Pentru acesta se folosește metoda grafo-analitică.

unde: – [N/mm2]

– 0x – reprezintă aria diagramei din origine până în punctul x.

– S0x – momentul static al diagramei de momente față de origine.

tg0 si v0 se vor determina din condițiile de reazeme.

X = 0 V = 0 S0x = 0 V0 = 0

X = 1 V = 0

Înlocuind:

Poziția centrului de greutate se va determina pe baza cunoștințelor din mecanică:

Aplicând această formulă la o figura plană cu aria AB se obține:

[mm]- relație cunoscută din [16], pag. 275, anexa 1

[mm]

[mm]

Înlocuind:

e = 41,914 [mm] de A

Revenind la tg0 avem:

de unde tg0 = 0,00002977 rad < tgmax = 10-3 [rad]

max dat de literatura de specialitate este 10-3 [rad]

În punctul A:

X = 0

VA = 0

tgA = 0 = 0,0001322

În punctul 2

X = l1

tg1 = 0

[mm] <Vadmis ,0249[mm]

< Vadmis = 0,0249 [mm]

În punctul 3:

X = l3

[mm] < Vadmis =0,0249 [mm]

< Vadmis = 0,0249 [mm]

În punctul B:

VB = 0

tgB = 0 = 0,0002978

5.3. CALCULUL ARBORELUI 3

5.3.1. Predimensionarea arborelui ținând cont doar de solicitarea la răsucire (torsiune):

Arborele fiind executat din oțel aliat OLC45, se va lua: a =120 [N/mm2] din [3] pag. 33 și pag. 40

Mt3 = 27488,09 [Nmm]

[mm]

Se alege capătul de arbore din STAS ca fiind 17 mm

5.3.2. Dimensionarea pe baza încovoierii și răsucirii

Pentru aceasta va trebui să determinăm momentul de torsiune și de încovoiere ce acționează pe arbore. Se va pleca de la calculul forțelor din angrenaje:

– forța tangențială: [N]

– forța radială: [N]

– forța axială: [N]

a) determinarea reacțiunilor în plan orizontal H:

[N]

[N]

Verificarea reacțiunilor

[N]

Variația momentelor în plan orizontal:

[N]

b) determinarea reacțiunilor în plan vertical V:

[N]

[N]

[N]

Verificarea reacțiunilor din proiecția pe verticală se obține:

176,824+46,599-223,423 = 0

Variația momentelor în plan vertical V:

[Nmm]

[Nmm]

Momente rezistente:

[Nmm]

[Nmm]

Momentele echivalente se calculează cu relația:

din [4] pagina 40 s-a ales pentru OLC45:

– [N/mm2]

– [N/mm2]

[Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

[Nmm]

Calculul diametrelor arborelui pe baza momentului echivalent:

[mm]

[mm]

[mm]

[mm]

5.3.3. Calculul rulmenților de pe arborele 2

[N]

[N]

[N]

[N]

[N]

e = 0,43

Capacitatea dinamică a rulmentului se calculează cu formula:

L10 se alege din [4] pag. 375 în funcție de

unde:

[rot/min]

milioane de rotații

[N]

pentru rulmentul cu role tip 30203

5.3.4. Calculul rigidității arborelui

Calculul rigidității arborelui constă în determinarea săgeții și a tangentei fibrei medii deformate și compararea ei cu valoarea admisă impusă de literatura de specialitate.

Pentru aceasta se folosesc relațiile:

din [10 ], pag. 206

Unde:

– 0x – reprezintă aria diagramei din origine până în punctul x.

– S0x – momentul static al diagramei de momente față de origine.

iar tg0 și v0 se vor determina din condițiile de reazeme.

Poziția centrului de greutate se va determina pe baza cunoștințelor din mecanică:

– este abscisa centrului de greutate a figurii cuprinde între A și B

[mm] – relație cunoscută din [16] pentru arii sub formă de trapez.

[mm]-

E = 2,1 106 [daN/mm2] = 2,1 106 [N/mm2]

Revenind la centrul de greutate a figurii plane , înlocuind și efectuând calculele de rigoare se obține:

e = 49,223 [m] de la punctul A

tg0 -si v0 sunt constante de integrare și se determină din condițiile de reazeme:

X = 0 V = 0 S0x = 0 V0 = 0

X = 1 V = 0 S0x = SAB = eAB

de unde tg0 = 0,00001322 [rad] < tgmax

max dat de literatura de specialitate este 10-3 [rad]

În punctul A:

tgA = 0 = 0,0001322

VA = V0 = 0

În punctul 1:

tg1 = 0

[mm] < Vadmis

VB = 0

6. VERIFICAREA PENELOR

Datorită faptului că se introduc în locașurile lor cu cap radial, penele paralele transmit momente numai pe fețele laterale.

Momentul ce poate fi transmis este:

Penele paralele se verifică la:

a) presiune de contact – după formula din [4], pag. 88, relația 4.13:

b) forfecare – după formula din [4], pag.88, relatia 4.13:

Pe arborele 2 s-a utilizat o pană A6x6x40 unde:

h = 6 [mm]

b = 6 [mm]

l = 40 [mm]

d = 20[mm] – diametrul arborelui 2 în zona unde se montează pana

presiunea de contact admisibilă pa = 53 – 67 [N/mm2]

efortul unitar la forfecare admisibilă af = 48-80 [N/mm2]

Aceste valori s-au luat din [3], pag.39 în funcție de materialul penei respectiv OL60

Mt2 = 12984,36 [Nmm]

Pe arborele 3 s-a montat o pană paralelă A6x6x22. Verificarea ei se face analog.

h = 6 [mm]

b = 6 [mm]

l = 22 [mm]

d = 20[mm] – diametrul arborelui 3 în zona unde se montează pana

Mt3 = 27488,09 [Nmm]

7. VERIFICAREA CUPLAJULUI CU GHEARE

La cuplajul cu Z gheare asupra unei singure suprafețe de contact acționează o forța tangențială :

în care

[Nmm]

Dm = 46,5 [mm] – este diametrul mediu al suprafeței de contact

Z = 3 – numărul de gheare

Înlocuind:

[N]

Presiunea de contact pe suprafața ghearei având adâncimea de contact și lățimea de va fi:

din [4], pag. 421, relația 8.11

unde: – De = 63 [mm]

– Di -= 30 [mm]

– a = 10 [mm]

[N/mm2]

deoarece sarcina nu se repartizează uniform și pentru a permite deplasări axiale sub sarcină se iau presiuni de contact relativ mici: Pa = 20-25[N/mm2]

Cuplajul cu gheară va rezista la presiunea de contact

În cadrul verificării la încovoiere se consideră că forța concentrată acționează la capătul ghearei. Efortul unitar maxim de încovoiere va fi la baza ghearei.

[N/mm2]

unde h = 23,25 [mm]

8. CALCULUL ȘURUBULUI CONDUCĂTOR

Șurubul conducător va fi un șurub cu bile.

Profilul șurubului conducător este circular, deci șurubul se va dimensiona în mod obișnuit, pe baza momentului de torsiune.

Momentul de torsiune va fi:

Mt4 = 28449,79 [Nmm]

din [4], pag. 117, relația 4.30.

unde:

– F – este forța axială care se determina pe baza calculelor de rezistență:

Înlocuind în valoarea forței axiale și exprimând diametrul se obține:

unde:

– = 1,25…1,3 din [4], pag.135, tab. 21

– m = 4o…5o din [4], pag. 118

– tg = = arctg() = 6,27…8,53

= 0,11…0,15 din[4], pag.118, tab. 4.19

– ac = 80…120 [N/mm2] din [3], pag.39, pentru OLC60

Astfel după înlocuire se obține:

[mm]

Pe baza acestui diametru se alege din [20], pag. 88, tab. 2.22 șurubul cu bile.

8.1. CALCULUL TURAȚIEI CRITICE

Se utilizează relația din catalogul firmei "Transral" pentru turația critică:

unde:

– p = 0,009 [m] – este pasul

– d0 = 0,023 [m] este diametrul interior

– L = 0,050 [m] – este lungimea piuliței

Înlocuind:

[rot/min]

[rot/min]

8.2. CALCULUL RANDAMENTULUI

Se utilizează relația din catalogul firmei "Transral" pentru calcularea randamentului:

unde:

– k=0,0,0325 – este un coeficient în funcție de felul rezemării

Înlocuind obținem:

9 CALCULUL ROȚILOR DINȚTE DIN AFARA REDUCTORULUI

Roata dințată z7 angrenează cu dantura interioara z6.

Asemănător z9 cu z8 (tot dantura interioară).

Aceste roți au rol doar de cuplare. Din acest motiv ele vor fi cu dantură dreaptă.

Deoarece ambele angrenaje îndeplinesc același rol și transmit același momente, ele vor avea construcție identică. Se va dimensiona angrenajul z6 – z7, iar angrenajul z8 – z9 va avea aceleași caracteristici. Se adopta ca număr de dinți z6 = z7 = 50

9.1 CALCULUL MODULULUI

Modulul se calculează din relația condiției de rezistență a angrenajului:

din [4], pag. 565

unde:

– Mt4 = 28449,79 [Nmm]

– CF = 1,1…1,4 – coeficient de siguranță

– KC- =1,61 – este factorul punctului de rostogolire și s-a ales din [4], pag. 564, fig. 10.32

– KM = 85,7 [N/mm2] – este factorul punctului de rostogolire și s-a ales din [4], pag. 548, fig. 10.8 funcție de materialul roții dințate {oțel aliat 40Cr10)

M = 8…10 – coeficient legat de modul din [4], pag. 550, tab.10.9.

– iIV = z6/z7 = 50/50 = 1

– Ha =1320 [N/mm2]

Înlocuind obținem:

[mm]

Se adoptă mSTAS = 1 [mm]

Calculele de dimensionare se vor face pe baza relațiilor din [11], pag.304.

9.2. CALCULUL DISTANȚEI AXIALE

9.3. CALCULUL DIAMETRULUI CERCURILOR INTERIOARE

[mm]

[mm]

9.4. CALCULUL DIAMETRULUI CERCURILOR EXTERIOARE

[mm]

[mm]

9.5. CALCULUL DIAMETRULUI CERCURILOR DE DIVIZARE

[mm]

[mm]

9.6. CALCULUL GRADULUI DE ACOPERIRE

Gradul de acoperire în cazul angrenajelor interioare se calculează cu expresia dată în [11] pag. 303:

unde:

– [mm]

– [mm]

9.7. COTA PESTE N DINȚI

Numărul de N de dinți peste care se calculează lungimea se va determina din [11], tab. 9.3., pag. 289.

Pentru: Z6 = Z7 = 50 N = 6

[mm]

10. CALCULUL ANGRENAJULUI MELCAT

Deoarece roata condusă este cea care pune în funcțiune arborele (prin intermediul roților z7 și z6. cu dantură interioară) ea va trebui să transmită același moment ca și roata z5.

Astfel momentul transmis este:

[Nmm]

Numărul de dinți se adoptă:

z10 = 100

Melcul va avea un singur început:

z1 = 1

Deoarece puterea dezvoltata de un muncitor puterea dezvoltata de un muncitor respectiv turația acesteia nu poate depăși turația si greutatea motorului electric de acționare, prin analogie cu roata Z10 se va alege modulul normal

ma =1

Dimensionarea se va face pe baza relațiilor din [4], pag. 589, tab. 10.16.

– Unghiul elicei medii de referință 0:

unde:

– q – este coeficientul diametral care se alege din STAS în funcție de ma = 1

q = 16 din STAS 6345 – 75

– Numărul de dinți a roții echivalente:

– Diametrul de referință a melcului:

[mm]

– Diametrul cercului de divizare a roții:

[mm]

– Diametrul cercului de rostogolire:

[mm]

[mm]

– Distanța axială:

[mm]

– Diametrul cercurilor exterioare:

[mm]

[mm]

unde:

– f0 = 1

– w0 = 0,25

– Înălțimea dintelui

[mm]

10.1 CALCULUL MODULULUI

Modulul se calculează din relația condiției de rezistentă a angrenajului:

din [4] pag. 565

In care:

– Mt4 = 28449,79 [Nmm]

– CF = 1,1…1,4 – coeficient de siguranță

– KC- =1,61 – este factorul punctului de rostogolire si s-a ales din [4] pag.564, fig. 10.32

– KM = 85,7 [N/mm2] – este factorul punctului de rostogolire si s-a ales din [4] pag.548 fig. 10.8 funcție de materialul roti dințate {otel aliat 40Cr10)

– M = 8…10 – factor sau coeficient legat de modul. S-a ales din [4] pag. 550, tab.10.9.

– i1v = z6/z7 = 50/50 = 1

– Ha =1320 [N/mm2]

Înlocuind obținem:

[mm]

CAPITOLUL IV

4.1. Itinerarului tehnologic.

4.2. Calculul adaosului de prelucrare la strunjire.

4.2.1. Calculul adaosului de prelucrare pentru rectificare.

Operația precedentă fiind strunjirea de finisare

Adaosul de prelucrare se calculează cu relația:

unde: Apmin – adaosul de prelucrare minim

Rz – înălțimea neregularităților profilului

S – adâncimea stratului superficial defect

– abaterile spațiale de instalare a suprafeței de prelucrare

i – eroarea de instalare a suprafeței de prelucrare

Rz = 25m

S = 0 deoarece rectificarea se face după tratament termic

Calculul abaterii spațiale

K – coeficient de micșorare a abaterii la operația de finisare.

K = 0,003

sf – abaterea semifabricatului brut

sf = 0,2mm = 200 μm

= 0,003 ∙ 200 = 0,6 μm

Calculul erorii de instalare

f – eroarea de fixare a piesei

f = 35m

b – eroarea de bazare a piesei

b – 0 pt. prindere în universal cu 3 bacuri

i = 35m

2Apmin = 120 μm

2Apnom = 2Apmin + T

dmax = dimax + 2Apnom

dnom = dmax (rotunjit)

dmin = dnom – T

unde: Apnom – adaosul de prelucrare nominal

T – toleranța la faza de prelucrare precedentă

dmin – diametrul minim

dmax – diametrul maxim

dnom – diametrul nominal

T = 37μm – de pe desenul piesei

2Apnom = 120 + 37 = 157 μm

dmax = 17,035+ 0,157 = 17,192mm

dnom = 17,2mm

dmin = 17,2 – 0,037 =17,163mm

Operația de strunjire de rectificare se execută la cota 17,2 mm

4.2.2. Calculul adaosului de prelucrare la strunjirea de finisare

Operația precedentă este strunjirea de degroșare

Rz = 63m

S = 60m

= K ∙ sf

K = 0,06 pentru operația de degroșare

sf = 200m

= 0,06 ∙ 200 = 12m

i = 70m

T =84m

2Apmin = 288 + 84 = 372m

dmax = 17,2 + 0,372 = 17,572mm

dnom = 17,6mm

dmin = 17,6 – 0,084 = 17,516mm

Operația de strunjire de finisare se execută la cota 17,6 mm

4.2.3. Calculul adaosului de prelucrare la strunjirea de degrosare

Operația precedentă a strunjire de degroșare.

Rz = 63m

S = 60m

= 0,2mm

i = 70m

2Apmin = 669,79m

T =210m

2Apnom = 669,79 + 210= 879,79m

dmax = 17,6 + 0,879 = 18,478mm

dnom = 18,5mm

dmin = 18,5 – 0,21 = 18,29mm

Operația de strunjire de degrosare se execută la cota 18,5 mm

4.3 Calculul adaosului de prelucrare pe suprafața Ф20

4.3.1. Calculul adaosului de prelucrare pentru rectificare

T = 46μm – de pe desenul piesei

2Apnom = 120 + 46 = 166μm

dmax = 20,046 + 0,166 = 20,212mm

dnom = 20,3mm

dmin = 20,3 – 0,046 =20,254mm

Operația de strunjire de rectificare se execută la cota 20,3 mm

4.3.2. Calculul adaosului de prelucrare la strunjirea de finisare

Operația precedentă este strunjirea de degroșare

2Apmin = 372m

dmax = 20,3 + 0,372 = 20,672mm

dnom = 20,7mm

dmin = 20,7 – 0,084 = 20,616mm

Operația de strunjire de finisare se execută la cota 20,7 mm

4.3.3. Calculul adaosului de prelucrare la strunjirea de degrosare

Operația precedentă a strunjire de degroșare.

2Apnom = 879,79m

dmax = 20,7 + 0,879 = 21,57mm

dnom = 21,6mm

dmin = 21,6 – 0,21 = 21,39mm

Operația de strunjire de degrosare se execută la cota 21,6 mm

4.4.Calculul adaosului de prelucrare pe suprafața Ф24

4.4.1 Calculul adaosului de prelucrare la strunjirea de degrosare

Operația precedentă este laminarea.

Rz = 125m

S = 120m

= 0,2mm

i = 320m

2Apmin = 1734,71m

T =1200m

2Apnom = 1734,71 + 1200 = 2934,71m

dmax = 24,2 + 2,93471 = 27,134mm

dnom = 27,2mm

dmin = 27,2 – 1,2= 26mm

Se va alege bară laminată Ф 28 din STAS 333-87

4.4.2 Calculul adaosurilor de prelucrare frontală.

.

Rzi-1+Si-1=0,2 [mm].

i-1=0,1·D[mm].

i-1 = 2,8 [mm].

I = 0

2 Api.min. = 2 ( Rz i-1 + Si-1 ) + 2 ( i-1 + i )

[mm]

Toleranța la lungimea de debitare este de 540 [m]

[mm]

Lungimea nominală pentru debitare este:

Lnom = 85,3 + Api nom Lnom = 85,3 + 6,27 = 91,57 [mm]

Lungimea nominală se rotunjește : Lnom = 92 [mm]

Valoarea reală a adaosului nominal este:

[mm]

Pentru fiecare suprafață frontală adaosul este: [mm]

4.5 Calculul parametrilor regimului de așchiere.

4.5.1 Operația nr. 2 – strunjire frontală.

Alegerea sculei.

Industria constructoare de mașini folosește în majoritatea lucrărilor de strunjire, cuțite prevăzute cu plăcuțe din carburi metalice.

Astfel avem un cuțit având parametrii ai părții așchietoare:

unghiul de atac principal:

unghiul de atac secundar:

Scula așchietoare aleasă este: cuțit 25×25 STAS 6376-80/P20

Alegerea adâncimii de așchiere.

Pentru adaosuri simetrice, adâncimea de așciere se va calcula cu relația:

mm

în care:Ap-este adaosul de prelucrare.

,35 mm

Alegerea avansului.

s-a ales avansul pentru operația de strunjire:

sales = 0,12 mm/rot pt.MU SN400

Viteza de așchiere.

v =

în care: Cv = 257 – coeficient care depinde de caracteristicile materialului prelucrat si ale materialului sculei ;

T = 90 min -durabilitatea sculei așchietoare pentru prelucrarea oțelului cu scule din carburi metalice;

m = 0,125 – exponentul durabilității ;

s = 0,12 mm/rot – avansul de așchiere;

HB = 200- duritatea materialului de prelucrat exprimată în unități Brinell;

xv = 0,18 – exponentul adâncimii de așchiere ;

yv = 0,20 – exponentul avansului ;

n1 = 1,75 exponentul duritatii materialului;

K1 = coeficient ce tine seama de influenta sectiunii transversale a cutitului;

K1 =

q = 25×25 – secțiunea transversală a cuțitului;

= 0,08 = coeficient in functie de materialul de prelucrat ;

K2 = coeficient ce ține seama de influența unghiului de atac principal ;

K2 =

= 0,3 – exponent in functie de natura materialului prelucrat ;

K3 = coeficient ce ține seama de influența unghiului de atac secundar 1 ;

K3 =

a = 15 pentru scule armate cu plăcute dure ;

1= 45

K4 = coeficient ce ține seama de influența razei de racordare a vârfului cuțitului;

K4 =

r = 0,5 mm – raza la vârf a plăcutei;

= 0,1 pentru prelucrarea de degrosare.

K5 = coeficient ce ține seama de influența materialului sculei;

K5 = 0,850

K6 = coeficient ce ține seama de materialul de prelucrat;

K6 = 1

K7 = coeficient ce ține seama de modul de obținere a semifabricatului;

K7 = 1

K8 = coeficient ce tine seama de starea stratului superficial al semifabricatului

K8 = 1

K9 = coeficient ce ține seama de forma suprafeței de degajare;

K9 = 1

K10 = coeficient de corecție pentru strunjire frontală.

K10 = 1,01

[m/min]

Turatia.

n = [rot/min ]

Din cartea mașinii SN 400 s-a ales o turație n = 1000 rot/min;

Recalculând viteza rezultă:

v = [m/min ]

Puterea efectivă la strunjire se calculează cu relația:

Ne = kW Fz = C4 tX1 sY1 HBn1 daN

în care:C4 = 35,7

HB = 200- duritatea materialului de prelucrat exprimată în unități Brinell;

X1 = 1

Y1 = 0,75

n1 = 0,35

Fz = 15,57 daN;

Ne = [kW]

Puterea necesară la motorul de acționare:

unde: = 0,8 – randamentul mașinii unelte;

Nmu = 7,5 [kW]

[kW]

4.5.2 Operația de strunjire de degroșareФ24

Alegerea sculei.

Industria constructoare de mașini folosește în majoritatea lucrărilor de strunjire, cuțite prevăzute cu plăcuțe din carburi metalice.

Scula așchietoare aleasă este: cuțit 25×25 STAS 6381-80/P20

Alegerea adâncimii de așchiere.

Pentru adaosuri simetrice, adâncimea de așciere se va calcula cu relația:

t = 1,5 mm

Alegerea avansului.

S-a ales avansul pentru operația de strunjire:

Sales = 0,4 mm/rot,din cartea mașini unelte

Verificarea avansului din punct de vedere al rezistenței cuțitului

unde: L – lungimea cuțitului în consolă

L=1,5 h =40mm

Rai = rezistența admisibilă la încovoiere al mat. din care este confecționat cuțitul

Rai = 20 daN/mm2

Forța principală de așchiere se determină cu relația

C4 – coeficient în funcție de materialul prelucrat și materialul sculei

C4 = 35,7

t – adâncimea de așchiere; t = 1,5mm

s – avansul de așchiere; s = 0,4mm/rot

x1, y1 – exponenții adâncimii și avansului de așchiere

x1 = 1

y1 = 0,75

HB – duritatea materialului prelucrat

HB = 310

n – exponentul durității materialului prelucrat

n = 0,35

Fz = 35,7 ∙ 1, 51 ∙ 0,4 0,75 ∙ 2000,35

Fz = 16,87da N.

Avansul ales de noi rezistă din punct de vedere al rezistenței cuțitului.

Verificarea avansului din punct de vedere al rezistenței plăcuței din carbură metalică

unde: c – grosimea plăcuței din carbură metalică c = 6mm

Rm = rezistența la rupere la tracțiune a materialului prelucrat daN/mm2; Rm = 70 daN/mm2

t – adâncimea de așchiere

t = 1, 5mm

Verificarea din punct de vedere al forței admise de rezistența mecanismului de avans

Ft – forța tangențială pe care o poate suporta dintele

Ft = ∙ m ∙ b ∙ y ∙ Rai

Unde: m – modulul roții dințate

m = 2,5mm

Y – coeficient de formă al dintelui

Y = 0,088

B – lățimea dintelui pinionului

B – 20mm

Rai – rezistența admisibilă la încovoiere a materialului

Rai = 87N

Ft = ∙ 2,5 ∙ 20 ∙ 0,088 ∙ 87 = 1202,6 N.

.Verificarea din punct de vedere al rigidității piesei

Această verificare nu se face deoarece L/D < 7

L – lungimea piesei

L = 85mm

D = 24mm

Nu necesită această verificare.

Viteza de așchiere.

v =

în care: s = 0,4 mm/rot – avansul de așchiere;

K1 =

q = 25×25 – secțiunea transversală a cuțitului;

= 0,08 = coeficient in functie de materialul de prelucrat ;

K2 =

= 0,3 – exponent in functie de natura materialului prelucrat ;

K3 =

a = 15 pentru scule armate cu plăcute dure ;

1= 5

K4 =

r = 2 mm – raza la vârf a plăcutei;

= 0,1 pentru prelucrarea de degrosare.

K5 = 0,850

K6 = 1 ]

K7 = 1,2

K8=1

K9 = 1

[m/min]

Turatia.

n= [rot/min ]

Se adoptă o turație, n = 1000 rot/min.

Recalculând viteza rezultă:

v = [m/min ]

Puterea efectivă la strunjire se calculează cu relația:

Ne = kW

Ne = [kW]

Puterea necesară la motorul de acționare:

unde: = 0,8 – randamentul mașinii unelte;

Nmu = 7,5 [kW]

[kW]

4.6 Calculul normei de timp.

La proiectarea proceselor tehnologice de prelucrare mecanică se urmărește realizarea unor consumuri minime de timp, atât pentru fiecare operație în parte cât și pentru întreg procesul tehnologic. Ca unitate de măsură pentru munca depusă la realizarea unei piese vom folosi norma de timp. Norma de timp Nt reprezintă timpul necesar executării unei lucrări sau operații de către unul sau mai mulți muncitori, în anumite condiții tehnico-organizatorice.

Structura normei tehnice de timp este următoarea:

Tn = Tb + Ta + Ton+Td+ [19, rel.3.1,pag.47]

în care:

Tn-este timpul normat pe operație;

Tb – timpul de bază;

Ta – timpul auxiliar;

Ton – timpul de odihnă și necesități fiziologice;

Td – timpul de deservire tehnică și organizatorică a locului de muncă;

Tpî -timpul de pregătire incheiere;

n – numărul pieselor din lot;

Cu excepția timpului de bază Tb care se poate determina analitic, ceilalți timpi sunt de obicei dați tabelar în literatura de specialitate.

Top = Tb + Ta

Top – este timpul operativ

Top = Topi + Tp-d

unde:

Topi – este timpul operativ incomplet;

Tp-d – este timpul de prindere desprindere a piesei.

Tdt – timpul de deservire tehnică a locului de muncă;

Tdo – timpul de deservire organizatorică a locului de muncă;

4.6.1 Calculul normei de timp la operația de strunjire de degroșare

Tpî = 10 [min] [19, tab.12.6, pag.349]

tb = min

în care:

l = 34– este lungimea de strunjire, în mm;

l1- lungimea de angajare a sculei, în mm;

l1 = mm [19,tab.12.1, pag.347]]

t =1,5 mm, adâncimea de avans;

= 450 – unghiul de atac principal;

l2 = 3 – lungimea de ieșire a sculei, în mm;

n – turatia arborelui principal, în rot/min

s – avansul, în mm/rot

i – nr de treceri;

l1 = mm

tb = min

Ta =ta1+ta2+ta3 min [ 19,tab.11.1, pag.279]

ta1 – timp ajutător pentru comanda mașinii

ta1 = 0,05+0,02+0,03+0,17+0,09=0,36 [min] [19, tab.12.21, pag.361]

ta2 – timp ajutător legați de faza de la prelucrare

ta2 = 0,05+0,05+0,07+0,05 =0,22[min] [19, tab.12.22, pag.362]

ta3 –timp ajutător pentru măsurători de control

ta3 =0,16 [min] [19, tab.12.24, pag.357]

Ta = 0,74 [min]

tdt = 2% t b [19 ,tab.12.26, pag.362]

tdo = 1% tef

tdt =2% 0,1 = 0,002 [min]

tdo =1% (0,1+0,74) = 0,0084 [min]

Ton = 3,5% tef [19, tab.12.27, pag.365]

Ton = 3,5% (0,1+0,74) = 0,029 [min]

4.6.2 Calculul normei de timp la operația de strunjire frontală.

Tpî=4,8+6,13 = 10,93 [min] [19 ,tab.11.18, pag.229]

a) Strunjire frontală.

tb = min

în care:

l = 12 – este lungimea de strunjire, în mm;

l1- lungimea de angajare a sculei, în mm;

l1 = mm [19, tab.12.1, pag.345]

t =3,35 mm, adâncimea de avans;

= 450 – unghiul de atac principal;

l2 = 1 – lungimea de ieșire a sculei, în mm;

n – turatia arborelui principal, în rot/min

s – avansul, în mm/rot

i – nr de treceri;

l1 = mm

tb = min

Ta =ta1+ta2+ta3 min [19, tab.11.1, pag.279]

ta1 – timp ajutător pentru comanda mașinii

ta1 = 0,05+0,02+0,03+0,17+0,09=0,36 [min] [19, tab.12.21, pag.361]

ta2 – timp ajutător legați de faza de la prelucrare

ta2 = 0,05+0,05+0,07+0,05 =0,22[min] [19, tab.12.22, pag.362]

ta3 –timp ajutător pentru măsurători de control

ta3 =0,16 [min] [19, tab.12.24, pag.357]

Ta = 0,74 [min]

tdt = 2% t b [19, tab.12.26, pag.362]

tdo = 1% tef

tdt =2% 0,15 = 0,003 [min]

tdo =1% (0,15+0,74) = 0,0089 [min]

Ton = 3,5% tef [19, tab.12.27, pag.365]

Ton = 3,5% (0,15+0,74) = 0,031 [min]

4.6.3 Calculul energiei consumate la operația de strunjire frontală.

E = kWh

4.6.4. Calculul energiei consumate la operația de strunjire

E = kWh

4.7.Calculul prețului de cost la operația de strunjire

Calculul prețului de intreprindere și de vânzare a piesei se face parcurgând urmatorii pași:

1.Timpul de prelucrare Nt

este norma tehnică la operația considerată în ore;

2.Retribuția orară a muncitoruluiRo

se stabileste în funcție de categoria de încadrare în muncă a muncitorului.

3.Cheltuieli cu salariile

Cs = [lei];

Unde:

Tti – timpul total de prelucrare, în ore;

Roi – retribuția orară a muncitorului, în lei/h;

Tt1 –timpul de prelucrare pentru operațiile care necesită muncitor cu categorie de încadrare I (la debitare)

Tt2 –timpul de prelucrare pentru operațiile care necesită muncitor cu categorie de încadrare II (la strunjire)

Tt3 –timpul de prelucrare pentru operațiile care necesită muncitor cu categorie de încadrare III(la rectificări, la danturare, la rodare)

Roi= 20000 lei/h – pentru muncitor din categoria a II- a

Cs =648 lei

4. Cota de asigurări sociale

C.A.S. = 23,33% · Cs

C.A.S. = 23,33% · 648=151,41 lei

5. Asigurări de sănătate

A.S. = 7% · Cs lei

A.S. = 7% · 648 = 45,36 lei

6.Contribuția la învățământul de stat

C.Î.S.=2 %· Cs

C.Î.S. =2% · 648= 12,96 lei

7.Contribuția la fondul de solidaritate cu persoanele cu handicap

CSOL= 3% · CS

CSOL=3% ·648 =19,44 lei

8.Contribuția la fondul de șomaj

C.F.S. = 5% ·CS

C.F.S. = 5% ·648 = 32,4lei

9. Contribuția la fondul de risc și accidente

C.R.A. = 3% ·CS

C.R.A. = 3% ·648= 19,44lei

10. Cheltuieli cu munca vie

Cmv = Cs +C.A.S. + A.S.+C.Î.S.+CSOL + C.F.S. + C.R.A.

Cmv =648+151,41+45,36+12,96+19,44+32,4+19,44 =929,01 lei

11. Cheltuieli comune ale secției

Ccs = 280% · Cmv

Ccs = 280% · 929,01 =2601,228 lei

12. Cost de secție

Cs = Cmv + Ccs

Cs = 929,01 +2601,228=3530,238lei

13. Cheltuieli generale ale firmei

Cg = 25% ·Cs

Cg = 25% · 3530,238=882,55 lei

14. Cost de uzină

Cu = Cs + Cg

Cu = 3530,238+882.55 =4412,78lei

15 Profitul

P = (5 · · · 15)% ·Cu

P = 5% · 4412,78=220,63 lei

16. Preț de producție

Pp = Cu + P

Pp = 4412,78+ 220,63 =4633,41 lei

17. Preț de livrare al piesei

Pl = Pp + T.V.A. [lei];

Pl = Pp + 19% · Pp [lei];

Pl = 4633,41 +19%·4633,41

Pl=5513,75 lei

CAPITOLUL V

ELEMENTE DE ESTETICĂ INDUSTRIALĂ, PROTECȚIA MUNCII, CONDIȚIILE ERGONOMICE

În construcția de mașini se impune ca producția să fie mare, să corespundă calitativ, și să aibă un preț de cost scăzut, să corespundă din punct de vedere estetic, ergonomic și al protecției muncii.

Se menționează că estetica și ergonomia contribuie la o mai bună eficiență economică, în sensul că se manifestă o eleganță a formei și culorii, acestea ducând la o mai mare plăcere a muncitorului de a lucra, astfel că în final se va mării și productivitatea muncii.

Se mai menționează mărimea indicelui de utilizare a mașinii, reducerea consumului energiei electrice, creșterea durabilității mașinilor între reparații, căci o mașină estetică și ergonomică este uti1izată și păstrată cu o mai mare grijă de către muncitor.

În ceea ce privește estetica mașinilor – unelte, acestea trebuie să îndeplinească unele condiții ca împletirea frumosului cu utilul, având ca scop fundamental ușurarea muncii, protecția muncitorului contra accidentelor, crearea unor stări plăcute, de satisfacere, pentru eliminarea sau reducerea oboselii fizice. Realizarea acestor cerințe se obține, în general, printr-o intensă automatizare, care ușurând munca fizică permite creșterea muncii intelectuale, creșterea atenției și a posibilității de a reacționa mai repede în cazurile neprevăzute.

Satisfăcând cerințele automatizării în lumina esteticii mașinilor unelte înseamnă folosirea, Ia exterior, a unor manete, roți de mană, panouri de comandă, butoane ușor manevrabile, dispuse la îndemână.

Trebuie avut în vedere că muncitorul lucrează zi de zi 8 ore la aceeași mașină unealtă și că formele acesteia, butucănoase sau nu, finisate sau zgrunțuroase, le privește sau ia contact cu ele mereu, ceea ce poate avea influențe psihice negative sau pozitive, influențe care se răsfrâng asupra modului său de lucru și în final asupra calității produselor pe care le confecționează pe mașina – unealtă respectivă.

O problemă importantă, relevată de estetica industrială se referă la culorile în care sunt vopsite mașinile unelte. Referindu-ne la acoperirea și colorarea suprafețelor pieselor componente în frecare, aceasta le face atât în scopuri decorative – estetice cât ăi funcționale ca de exemplu protecția anticorozivă, acoperiri pentru micșorarea coeficientului de frecare, etc.

Culoarea se alege în funcție de mașina respectivă, precum și în funcție de faptul dacă este plasată în hală sau în aer liber. Din acest punct de vedere există culori ca alb, negru sau gri, care sunt mai puțin agresive, mai discrete și astfel mai agreate de muncitori, deoarece între diferite culori și compararea anului în producție există o legătură strânsă care se poate manifesta prin acțiuni pozitive sau negative, ca de exemplu, accelerarea ritmului de lucru, respectiv întârzieri în efectuarea lucrării.

În acest sens, având în vedere cele indicate mai sus se recomandă:

– în ateliere mici mașini în albastru.

– în hale mari se recomandă culori ca portocaliu, galben sau roșu.

– pentru munci monotone care cer migală se preferă culoarea roșie care este în același timp și un stimul.

– pentru muncile care cer un efort nervos sau intelectual, se recomandă culorile pastelate, asociate cu elemente decorative.

– în sectoarele calde se utilizează verde și albastru chiar dacă halele sunt mari

– în hale mari, deschise și friguroase se aplică culori care dau senzația de căldură ca roșu sau portocaliu.

– în hale 390 motoare se prefera culori nesaturate.

– în medii uscate se recomandă verde și albastru, deoarece sunt apropiate de culoarea apei.

– în medii umede se utilizează culoarea nisipului și galben, respectiv portocaliu deschis.

În concluzie se poate afirma că ambianta culorilor se face pentru a exista un echilibru între natura efortului fizic sau intelectual și efectul pe care-l are acesta asupra reacțiilor din subconștientul omului.

Protecția muncii impune unele norme care au drept scop ocrotirea personalului muncitor de eventualele accidente. În munca pe mașini – unelte în funcțiune există multe surse de accidentare dintre care se amintesc următoarele:

prezența unor muchii proeminente.

prezența așchiilor și a prafului abuziv.

neechilibrarea pieselor în mișcare de rotație.

posibilitatea electrocutării.

Fată de aceste surse de accidentare trebuiesc luate o serie de măsuri:

proiectantul trebuie să conceapă în mod corespunzător echilibrarea pieselor în mișcare de rotație.

prevenirea accidentelor datorită posibilității de electrocutare, care constă în primul rând din legarea mașinii unelte de pământ iar iluminatul pe mașina se face sub 24V.

trebuie să existe un sistem de decuplare a manetelor respectiv roților de mâna (a avansului manual) în cazul acționării de la motor. În caz contrar ele rotindu-se odată cu arborele (la o rotație cu turație mare) ar prezenta o sursă de accidentare.

trebuie evitat sursele de zgomot. Zgomotul este adesea cauza oboselii a nervozității muncitorului, fapt care face să scadă cantitativ și calitativ rezultatele producției.

Pentru acestea se pot aplica unele măsuri ca:

echilibrarea sau amortizarea forțelor parazite care se pot produce într-un mecanism.

utilizarea unor roți dințate cu dinți înclinați în loc de roți dințate cu dinți drepți.

executarea cu precizie și rugozitate mică a suprafețelor cuplelor de frecare, care pot produce zgomot, ca de exemplu roțile dințate, și a echilibrare precisă a maselor.

alegerea mai prejudicioasa a materialelor.

evitarea sau proiectarea corectă a suprafețelor care pot provoca vibrații.

Aspectele ergonomice au drept scop economisirea mișcării și reducerea oboselii muncitorului. În timpul deservirii mașinii, muncitorul deseori obosește, oboseala ce provine din risipa de forță musculară datorită modului cum sunt executate mișcările. Cu cât mișcările sunt mai greoaie, cu atât oboseala crește.

Studiile ergonomice privind natura mișcărilor în timpul lucrului pe mașină au dus la următoarele principii:

mâinile trebuie eliberate de orice sarcină.

mișcări1e trebuie să fie cât mai ușoare, scurte și cât mai rare în măsura în care situația respectivă o permite.

mărirea randamentului mașinilor, trebuie să conducă la îmbunătățirea securității muncii, adică producție și productivitate mărită, care nu trebuie făcute cu riscuri de accidentare în muncă.

muncitorul trebuie să poată lucra pe scaun sau în picioare după dorință, observând astfel întregul proces de producție.

manivelele, roțile de manevră trebuie să fie ușor de mânuit și accesibile.

trebuie evitat controlul muscular și mintal al mișcărilor.

BIBLIOGRAFIE

1- Albu, A., ș.a.: Exploatarea Mașinilor – Unelte, Ed. Didactică și Pedagogică, București 1983.

2- Botez, E.: Mașini Unelte, Vol. II, Ed. Tehnică, București 1980

3- Buzdugan, Gh., ș.a.: “Rezistenta materialelor”, Ed. Tehnică, București 1970

4- Chișiu, A., ș.a.: Organe de mașini, Ed. Didactică și Pedagogică, București 1983.

5- Crudu, I., ș.a. Atlas reductoare cu roți dințate, Ed. Didactică și Pedagogică, București 1982

6- Csaki-Ganszki-Ipsistas-Marti: “Telyesitmeny electronika alapjai”, Muszaki KonyvKiado, Budapest 1976

7- Cotetiu R, s.a. Organe de Masini , Vol I, Editura ISO, Baia Mare, 1999

8- Cotetiu R, s.a. Organe de Masini , Vol II,Editura ISOPRINT Cluj Napoca 2002

9- Dobrota, V.: “Rezistența materialelor”, Ed. Didactică și Pedagogică, București 1976

10- Drăghici, I., ș.a.: “Îndrumar de proiectare în construcția de mașini”, Ed. Tehnică.’, București 1981

11- Handra-Luca, V.: Mecanisme, Litografiat Institutul Politehnic Cluj-Napoca 1980

12- Loska, P.,: “Kisteljesitmenyu motorok vezerlese”, Muszaki Konykiado, Budapest

13- Lobontiu M, s.a. Bazele elaborarii proceselor tehnologice ale prelucrarii prin aschiere, Editura UNIV. DE NORD, Baia Mare, 1998

14- Nasui V, s.a. Proiectarea variatoarelor de turatii pentru Masini unelte,

Editura ISOPRINT Cluj Napoca 2002

15- Tudose, I., ș.a.: ”Rezistența materialelor”, Ed. Didactică și Pedagogică, București 1981

16- Mutrofan, I.,: “Generatoare de impulsuri’, Ed. Tehnică, București 1975

17- Păstrăv, I., :“Rezistența materialelor”, Vol. I și II, Litografiat institutul Politehnic Cluj-Napoca 1979

18- Picos C, s.a. Procedee tehnologice de prelucrare mecanica prin aschiere, Vol I si Vol II, Ed. Universitas, Chisinau 1992

19- Picos C, s.a. Normarea tehnica pentru procedeele prin aschiere, Vol I;II Ed.Tehnica Bucuresti 1974

20- Precupețu, P., ș.a.: “Desen tehnic industrial”, Ed. Tehnică, București 1982

21- Tietze, U.,Schemu, Ch. :“Analog es digitalis aram korok” muszaki kiado, Budapest 1976

22- WVO, Kelemen, A., Crivu, M..: “Sisteme de reglare incrementală a poziției”, Ed. Tehnică, București 1980

23- Vaida, A., ș.a.: Proiectarea Mașinilor – Unelte, Ed. Didactică și Pedagogică, București 1980

24- I.P.R.S. Băneasa : Catalog de circuite integrate liniare

25- I.P.R.S. Băneasa : Catalog de circuite integrate digitale.

26- I.P.R.S. Băneasa : Catalog de diode și tiristoare.