Organe de Masini

1. INTRODUCERE

Proiectarea mecanismelor și mașinelor este o activitate complexă prin care se elaborează o documentație tehnică. Documentația tehnică cuprinde părți scrise și părți desenate. Mașina este o creațiea omului în scopul efectuării unui lucru mecanic util sau a transmiterii și transformării mișcării.

Mecanismele sunt produse create de om ce au ca scop transmiterea și transformarea mișcării. Mașinele și mecanismele alcătuiesc ansambluri, ce au o anumită formă și anumite dimensiuni. Mașinele si mecanismele altcatuite din ansambluri se pot împărți în elemente constructive numite ansambluri. Are dimensiuni mai mici decât ansamblul și caracteristici contructive și funcționale mai reduse. De exemplu: o unitate de pompare.

Unitatea de pompare este ansamblul general. Subansambluri componente:

Construcții metalice

Transmitere prin curele

Reductorul de turație

Subansamblele sunt formate din piese (elemente componente) numite organe de mașini, acestea pot fi: roțile dințate, arborii, rulmenții, penele paralele, șuruburile etc.

Scopul lucrării:

Proiectarea organelor de mașini ale mecanismelor ce formează sistemul de transmisie și întocmirea desenului de ansambu al reductorului, a desenelor de subansamble și de execuție ale organelor de mașini componente.

Calculele efectuate:

Vor ține seama de cunoștințele dobândite de la disciplinele: matematică, mecanică, rezistența materialelor, informatică, desen tehnic.

În timpul efectuării proiectului apelăm la diferite surse materiale bibliografice, standarde și indicații de la ședințele de proiect

Lucrarea are și scopul de a forma deprinderi de proiectarea în domeniului constructiv de utilaj petrolier.

2. CONSTRUCȚIA ȘI FUNCȚIONAREA SISTEMULUI DE TRANSMISII MECANICE

2.1. Considerații generale privind sistemele de transmisii mecanice

Sistemele de transmisii mecanice sunt mecanisme care au drept scop transmiterea și modificarea mișcării de rotație. Sistemele de transmisii pot fi alcătuite din mai multe tipuri de mecanisme simple. Mecanismele care pot alcătui un sistem de transmisie și care au ca rol transmiterea și modificarea parametrilor mișcării de rotație sunt:

Transmisia cu roți de ficțiune

Transmisia prin curele trapezoidale

Transmisia prin curele late

Transmisia cu roți dințate

Transmisia cu lanț

Transmisia cu roți de fricțiune a cărei reprezentare este dată în Figura 1, este alcatuită din roată cu fricțiune conducătoare 1 și roată cu fricțiune condusă 2.

Transmiterea mișcării și a energiei se face prin frecare. Roțile pot avea diferite forme, după tipul contactului realizat: cilindrice, conice, frontale, hiperboidale etc.

Transmisia prin curele a cărei scheme este dată in Figura 2, este transmisia mecanică, care realizează transmiterea mișcării de rotație și a sarcinii, de la o roată motoare la una sau mai multe roți conduse, prin intermediul unui element flexibil, fără sfârșit, numit curea.

Transmisia este formata din roata conducatoare 1, roata condusa 2 și cureaua 3.

Transmisia prin lanț, reprezentate in Figura 3, sunt formate din 2 roți de lanț, lanțul de transmisie 3 – care înfășoară roțile de lanț și angrenează cu dinții acestora.

Transmisia cu angrenaj cu roți dințate, este un mecanism format dintr-o roată dințată, ce pune în mișcare continuu, o altă roată dințată, mișcarea se transmite prin intermediul dinților roților, aflate continuu în contact. Roata care transmite mișcarea se numește roată conducătoare, iar roada care primește mișcarea se numește roată condusă.

Schema cinematic este dată în figura 4.

Din toate transmisiile prezentate, angrenajele sunt utilizate cel mai des, datorită avantajelor pe care le prezintă în raport cu celelalte tipuri de transmisii mecanice:

Capacitate mare de transmitere

Raport de transmitere riguros constant

Randament ridicat

Siguranță în exploatare și durabilitate ridicată

Gabarit redus

Posibilități multiple pentru dispunerea pozițiilor axelor de rotație.

Există mai multe tipuri de angrenaje, dintre care:

După poziția relativă a axelor roților:

Cu axe paralele

Cu axe oarecare

Cu axe concurente.

După forma roților:

Cilindrice

Conice

Hiperboidale.

După poziția relativă a celor două roți:

Angrenaje exterioare

Angrenaje interioare.

După forma dinților:

Dinți drepți

Dinți inelați în V, în Z, în W

Dinți curbi.

După mobilitatea axelor:

Cu axe fixe

Cu axe mobile.

Mecanismele cu roți dințate sunt numite reductor de turație și datorită utilizării foarte largi, există o mare varietate constructivă de reductoare de turație:

După numarul de angrenaje:

Cu unul

Cu doua

Cu trei sau mai multe.

După tipul angrenajului:

Cilindric

Conic

Melcat.

După felul angrenajelor utilizate:

Angrenaje de același fel

Angrenaje de diferite tipuri

După posibilitatea de ramificare a fluxului de transmitere a mișcării:

Cu ramificații

Fară ramificații.

Deasemnea după:

Mobilitatea axelor

Forma dinților

Poziția axelor

Felul danturii

Poziția axei arborelui de intrare/ieșire.

2.2. Construcția și funcționarea sistemului de transmisii proiectate

Sistemul de transmisie abordat prin tema de proiect are în componență următoarele elemente:

motor de acționare

transmisie prin curele

reductor de turație

două cuplaje de legatură

pompă.

Acest sistem este prezentat in desenul de mai jos:

Din punct de vedere a organelor de mașini component, sistemul este compus din:

La T.C. :

Roțile de curea

Curelele de transmisie

Arborele de transmisie prin curele

Pene de fixare a roților

Rulmenți pentru rezemarea arborelui condus

La R.T. :

Carcasa

Arbori

Angrenajul (roți dințate)

Pene

Elemente de ansamble filetate

Accesorii de carcasă.

Din punct de vedere structural :

La T.C. :

Elemente cinematice :

Subansamblul arborele conducător(arborele, pana, roată de curea)

Subansamblul condus

Curea

Elementul fix

Cuple cinematice:

Legaturi directe mobile între elemente:

– A,B – roată – curea

– C,C’ – cuple de rezemare sub ansamblul condus

La R.T. :

Elemente cinematice:

Arborele, pinion, pena

Subansamblul condus

Carcasa

Cuple cinematica:

D,D’,F,F’ – reazeme cu rulmenți

Cuplajele C1 și C2 – au rol de cuple cinematice

Functionarea sistemului:

Transmiterea energiei mecanice și mișcării se face de la motorul de acționare la mașina de lucru (pompa) cu transformarea acestor caracteristici:

De la axul motorului prin intermediul subansamblului conducător și curele, energia mecanică și mișcarea ajunge la subansamblul condus al transmisiei prin curele. Prin intermediul cuplajului C1 mișcarea și energia mecanică ajunge la subansamblul conducător al reductorului de turație, iar prin angrenaj ajunge la subansamblul condus al reductorului R.T.

Observații :

Sistemul are trei axe geometrice:

M-IC – axa de intrare conducătoare în sistem;

IIC-I – axa intermediară;

II-P – axa condusă, de ieșire din sistem.

Toate elementele de pe aceeași axă geometrică vor avea aceiași turație și aceeași viteză unghiulară.

Transmisia prin curea și reductorul de turație ca mecanism de sine stătător au roțile conducătoare mai mici decât roțile conduse. Acestea fiind caracterizate de rapoarte supraunitare. Această observație implica o reducere a turației axului intermediar față de cel conducătorși respectiv a celui condus față de cel intermediar.

3.CALCULUL CINEMATIC ȘI DINAMIC

3.1. Calculul cinematic

3.1.1. Calculul rapoartelor de transmitere preliminare

Rapoartele de transmitere date au urmatoarele valori:

Raportul de transmitere al T.C. este .

Raportul de transmitere al R.T. și a angrenajului este .

Raportul de transmitere total rezultat ca produs parțial al acestora:

3.1.2 Alegerea numărului de dinți ale roților angrenajului

Pentru angrenaje cilindrice în V , se recomandă ca roata conducătoare sa aibă de dinți, unde :

Numărul de dinți a roții conduse se calculează cu relația:

3.1.3. Recalcularea rapoartelor de transmitere

Raportul de transmisie a T.C. rămâne neschimbat:

Raportul de transmisie a R.T. și angrenaj poate fi modificat:

Raportul de transmisie a R.T. rămâne neschimbat, deci și raportul de transmitere total rămâne același.

3.1.4. Alegerea unghiului de înclinare al danturii angrenajului.

Angrenajele cu dantură în V au ambele roți prelucrate pe câte jumătate din lățimea acestora cu dantură înclinată. Iar roata 2 în mod similar pe câte jumătate, înclinarea inversă. Fiecare jumate de roată a fiecărei roți ale angrenajului va avea aceeași valoare de înclinare.

Se recomnadă:

pentru unghiul de înclinare a dinților angrenajului.

3.1.5. Calculul turațiilor și vitezelor unghiulare

Pe cele trei axe geometrice și de rotație ale sistemului, elementele vor avea următoarele turații:

La elementele de pe axa M – IC:

La elementele de pe axa geometric și de rotație IIC – I:

La elemente de pe axa II-P

Pe cele trei axe geometrice și de rotație ale sistemului, elementele vor avea următoarele viteze unghiulare:

La elementele de pe axa M – IC:

La elementele de pe axa IIC – I:

La elemente de pe axa II – P:

3.2 Elemente de calcul dinamic

3.2.1. Stabilirea randamentelor mecanice.

Pentru cuplele cinematice existente pe schema cinematică se recomandă următoarele valori de randamente mecanice:

Pentru cuplele de tip roată de curea – curea:

Pentru lagărele cu rulmenți în perspective utilizării rulmenților cu role:

Pentru angrenaj:

Pentru cuplajele de legătură:

Cunoscând aceste elemente, determinăm randamentele mecanismelor:

La T.C. :

La R.T. :

Randamentul pe tot sistemul:

Eficiența:

3.2.2. Calculul puterilor.

Practica de calcul al organelor de mașini impune întotdeauna cunoașterea tuturor valorilor puterilor care acționează asupra acestora. Din facem determinarea din aproape în aproape a puterilor la fiecare element cinematic component al sistemului,

Schema de principiu folosită la determinarea succesivă a puterilor:

Calculul puterilor nominale:

La elementele de pe axa M – IC:

La motor M, roata 1C și arborele IC;

La elementele de pe axa IIC – I:

La roata 2C și arborele IIC:

La arborele IIC, în exterior (la ieșirea din T.C.)

La arborele I, în exterior (la intrarea în R.T.):

La arboreal I, în interior și roata 1:

La elementele de pe axa II – P:

La roata 2 și II (în interior) :

La arborele II , în exterior (la iesire din R.T.) :

La arborele pompei:

b) Calculul puterilor maxime:

În sistem datorită fluctuațiilor parametrilor mașinii de acționat, dar și a variațiilor sarcinii rezistenței, în sistem scurt pot să apară suprasarcini (cresc parametrii energetici) .

Se va ține seama de aceste suprasarcini, prin – coeficientul de suprasarcină.

Se vor calcula puterile maxime:

La elementele de pe axa M – IC:

La M, roata 1C și arborele IC:

La elementele de pe axa IIC – I:

La roata 2C și arborele IIC:

La arborele IIC, în exterior (la ieșirea din T.C.):

La arborele I , în exterior (la intrare în R.T.):

La arborele I, în interior, roata dințată 1:

La elementele de pe axa II – P:

La roata 2 si II, în interior:

La arborele II , în exterior:

La pompa:

3.2.3 Calculul momentelor de torsiune

Pentru a determina valorile nominale ale momentelor de torsiune se folosesc puterile nominale, determinate în punctelecaracteristice ale sistemului și respective valorile turațiilor.

a) Calculul momentelor de torsiune

Elementele de pe axa M-IC:

La motor, roată de curea 1C, arborele IC:

La elementele de pe axa IIC-I:

La roata 2C și arborele IIC (la interior):

La arborele IIC (la exterior) :

La arborele I (la exterior):

La roata dințată 1 și arborele I (la interior):

La elementele de pe axa geometrică II-P:

La roata dințată 2 și arborele II (la interior) :

La arborele II (la exterior):

La axa pompei:

b) Calculul momentelor de torsiune maxime :

Determinarea momentelor de torsiune maxime ține seama de valorile maxime ale punctelor, calculate în aceleași puncte caracteristice ale sistemului. Aceleași valori se pot obține și pe baza utilizării momentelor de torsiune nominale care au fost determinate și a factorului de suprasarcina , care a fost ales pentru calculul puterilor maxime.

La elementele de pe axa M-IC:

La motor, la roata 1C și arborele IC:

La elementele de pe axa IIC-I:

La roata 2C și arborele IIC (la interior):

La arborele IIC (la exterior) :

La arborele I (la exterior) :

La roata 1 și arborele I (la interior) :

La elementele de pe axa II-P :

La roata 2 și arborele II (la interior) :

La arborele II (la exterior) :

La pompă :

Valorile turațiilor, puterilor nominale și momentelor de torsiune nominale si maxime sunt prezentate in tabelul 1:

Tabelul 1.

4. Calculul transmisiei prin curele

4.1. Datele initiale:

1) Puterea nominal la roata de curea conducatoare:

2) Momentul de torsiune la roata de curea conducatoare:

3) Turatia

4) Raportul de transmisie T.C.

5) Turatia rotii de curea condusa ;

6) Date referitor la regimul de funcționare al transmisiei:

Tipul motorului de acționare: electric asincron;

Tipul mașinii de lucru: pompă;

Numarul de schimburi în care lucrează : trei;

Regimul de lucru: funcționare cu suprasarcini și șocuri moderate.

7) Date referitoare la anumite restricții constructive:

Poziția axelor transmisiei: orizontale;

Mecanism de întindere a curelei: cu ghidaj ale suportului motorului;

Modul de rezemare al arborelui: arboreal condus este rezemat simetric cu capatul exterior destinat fixării.

4.2 Schema cinematic a transmisiei prin curele

Schema cinematică a transmisiei este prezentată in figura 5:

Unde:

1C- roata de curea conducătoare;

2C- roata de curea condusă;

– proiecțiile axelor roților;

1 și 2 – ramura conducătoare sic ea condusă a transmisiei;

– diametrele primitive ale celor două roți de curea;

A- distanța dintre axele transmisiei;

y – unghiul dintre ramurile transmisiei;

– unghiul de infășurare pe roata de curea conducătoare;

– unghiul de infășurare pe roata de curea condusă;

– tensiunile din cele două ramuri ale transmisiei;

A,B,C și D – punctele teoretice limită ale contactului curea – roți;

– turațiile celor doua roți de curea;

– momentele de torsiune la cele două roți de curea.

4.3 Alegerea tipodimensiunii curelei

Profilul curelei trapezoidale se alege din manogramă funcție de puterea de calcul a roții de curea conducătoare și turația acesteia .

Tabelul 2. Caracteristicile geometrice ale sectiunilor transversal ale curelelor trapeziodale înguste.

Tipul curelei este 16×15 cu diametrul primitiv al roții conducătoare:

4.4 Calculul elemntelelor geometrice ale transmisiei

Coeficientul alunecarii elastice

Diametrul primitiv al roții de curea conduse:

Distanța dintre axe, A, se alege la o valoare în intervalul rezultat din relația:

Astfel:

Se adoptă:

Se determină unghiul dintre ramurile curelei, y:

Se determină unghiul de infășurare pe roata conducatoare, :

unde

Se determină unghiul de infășurare pe roata condusă,

Lungimea primitivă a curelei:

Se alege

Se recalculează distanța dintre axe, rezolvând ecuația de grad II în A:

Cu valoarea recalculată a distanței dintre axe (cea definitiva – ), se pot stabili apoi si valorile definitive ale unghiului dintre ramuri () cât și a unghiurilor de infășurare pe cele doua roți ( si ) :

4.5 Calculul elementelor cinematice ale transmisiei

Turația roții de curea conducătoare, 1C :

Raportul de transmitere al transmisiei prin curele, impuse prin temă:

Turația roții de curea conduse, 2C :

Pe baza cunoașterii acestor marimi, se pot determina apoi urmatoarele elemente cinematice:

viteza periferică a curelei, ν:

unde

frecvența indoiturilor curelii , f:

unde

4.6 Calculul numarului de curele (z)

Determinarea numarului preliminar de curele, :

Unde:

este puterea norminală de roată de curea conducătoare, în kW;

puterea pe care o poate transmite una dintre cele z curele

Din Anexa 6,

coeficientul de funcționare, care ține seama de mașina de acționat, cea de lucru și de regimul de funcționare;

Din Anexa 7,

coeficinetul de lungime a curelei, dependent de valoare standardizată care a fost adoptată pentru lungimea curelei;

Din Anexa 8,

coeficientul unghiului de infășurare, care este dependent de valoare stabilită pentru unghiul de infășurare pe roata conducatoare;

Din Anexa 9,

Determinarea numarului de curele:

coeficientul numarului de curele;

Din Anexa 10 ,

Astfel:

Unde

4.7 Calculul elementelor dinamice ale transmisiei

Sistemul de forte pe roata 1C:

Determinarea forței utile (tangențial), care actioneaza periferic la roata de curea motoare:

Pentru determinarea forțelor care acționează asupra arborilor transmisiei prin curele este necesar calculul tensiunilor (forțelor) din cele două ramuri ale transmisiei.

In urmatoarele relații se vor considera:

, unghiul de infășurare pe roata de curea conducătoare

, coefincientul de frecare raportat

Unde:

– coeficinetul de frecare considerat pentru contactul dintre curea si roata de curea

– unghiul format de flancurile canalului de curea al roții

Astfel

Pentru tensiunea în ramura conducătoare, :

Pentru tensiunea în ramura condusă, :

Determinarea modulului acestei rezultante R:

4.8 Determinarea dimensiunilor roților de curea

Cele două roți de curea au dorma în zona periferică adaptată formei pe care o are cureaua trapezoidală îngustă aleasă. În calculul elementelor geometrice ale roților de curea sunt implicate urmatoarele elemente:

;

Diametrele exterioare ale roților de curea:

Diametrele interioare, si , ale canalelor celor doua roți de curea:

Lațimile totale, si , ale celor două roți:

5. Proiectarea Angrenajelor

5.1. Calculul angrenajului cilindric cu dinți în V

5.1.1. Date inițiale de proiectare

Puterea nominală la roata dințată conducătoare (pinion):

Momentul de torsiune nominal la pinion:

Raportul de angrenare și raportul de transmitere al angrenajului:

Numerele de dinți ale roților:

Turațiile roților:

Durata de funționare:

Numarul de roți (conjugate), cu care angrenează fiecare dintre roțile dințate care formează angrenajul; acest aspect determină numarul de intrări în angrenare la fiecare rotație completă.

Pentru angrenajele uzuale:

Pentru pinion:

Pentru roata condusă:

Factorul regimului de funcționare, :

Tipul, profilul cremalierei de referință și elementele acesteia se aleg în conformitate cu prescripțiile STAS 821-82 :

Unghiul de presiune de referință: ;

Coeficientul înalțimii capului de referință:

Coeficientul jocului de capul dintelui de referință:

Coeficientul razei de racordare la piciorul dintelui:

5.1.2. Alegerea materialelor, tratamentelor termice si stabilirea tensiunilor limită

Pentru alegerea materialelor roților 1 și 2 se va ține seama de cele două criterii de alegere ale materialului și anume criteriul de rezistență și criteriul de economicitate.

Pentru roata 1 (pinion) se alege oțel de calitate OLC45 STAS880-80 ;

Pentru roata 2 (condusa) se alege oțel de calitate OLC35 STAS880-80;

Caracteristicile mecanice ale materialelor roților:

Rezistența la rupere:

A materialului pinionului:

A materialului roții conduse :

Limita de curgere:

A materialului pinionului:

A materialului roții conduse:

Duritatea:

A materialului pinionului:

A materialului roții conduse:

Determinarea tensiunilor limită pentru solicitările de contact și de încovoiere:

Rezistențele la oboseală pentru solicitarea de contact a flancurilor:

Pentru pinion:

Pentru roata condusă:

Rezistențele la oboseală pentru solicitarea de încovoiere a dinților :

Pentru pinion:

Pentru roata condusă:

5.1.3. Calculul de predimensionare a angrenajului

1. Determinarea numerelor de dinți ale roților angrenajului echivalent:

2. Stabilirea criteriului de dimensionare:

Unde:

numarul critic de dinți a roții 1

factorii de formă a dinților

Se aleg pe baza anexei 17.

factorii de corecție a tensiunilor la baza dintelui pentru roata 1,2

Se aleg pe baza anexei 18.

factorul de elasticitate a roților.

Se alege pe bază anexei 15.

factor al unghiului de înclinare a danturii.

factor al zonei de contact.

tensiunea admisibilă de contact pentru angrenaj.

;

– tensiunea admisibilă de contact pentru roata 1.

– tensiunea admisibilă de contact pentru roata 2.

Marimile ce apar in relație au urmatoare semnificatie:

– rezistențele la oboseala pentru solicitarea de contact a flancurilor;

– factorii durabilității pentru solicitarea de contact

– factorul raportului duritații flancurilor dinților.

Deoarece ambele roți au duritatea mai mică de 3500 se alege

Se determină din curba lui Wöhler pentru solicitarea de contact, reprezentată in coordinate logaritmici, in Anexa 16, fig. 1, in funcție de oțelul roții dințate si de numărul de cicluri de funcționare

Se calculează tensiunea admisibilă de contact pentru angrenaj:

;

– tensiunile admisibile la încovoiere a materialului pinionului și a roții conduse.

Unde :

– Factorii durabilitatii pentru solicitarea de incovoiere;

Se determină din curba lui Wöhler pentru solicitarea de încovoiere a dinților reprezentată in coordinate logaritmice, dată in Anexa 16, fig.1, in funcție de oțelul roții dințate si de numărul de cicluri de funcționare .

Se alege =1;

– Factorii relativi de sensibilitate al materialului al concetratorului de tensiuni la baza dintelui.

Se determină din figura 1, Anexa 20, in funcție de materialul roții dințate de factorul .

Se alege ;

Se alege

Se calculează – tensiunea admisibilă la încovoiere a materialului pinionului:

Avînd toate datele putem stabili criteriul de dimensionare:

Criteriul siguranței in fucționare a angrenajului.

Determinarea numarului critic de dinți al pinionului () ne permite stabilirea criteriului siguranței in funcționăre (criteriul de dimensionare) a angrenajului. Compararea numărului critic de dinți () cu numărul de dinți al pinionului (), astfel:

Deoarece (20<97.6) solicitarea mai restrictive este cea de presiune de contact a flancurilor, iar distanța dintre axe a angrenajului se calculează din această condiție de rezistență;

3. Calculul distanței între axe a angrenajului.

Unde:

– momentul de torsiune la roata dintata 1.

.

– factorul regimului de functionare.

– coeficientul de latime a danturii;

Astfel:

4. Calculul modulului danturii

Conform STAS 822-82, standardul ce stabilește gama modulilor pentru angrenajele cilindrice cu profil in evolventă, angrenaje conice cu dinți drepți și angrenaje cu melc cilindric utilizate în industria constructoare de mașini, se alege

5.1.4. Calculul elementelor geometrice ale angrenajului ciclului cu dinți în V, cu profil necorijat.

a) Schița angrenajului

Este prezentat la pagina 28.

b) Date initiale:

Numarul de dinti a rotilor :

Elementele cremalierii (STAS 821-82) :

Unghiul de presiune de referinta normala:

Coeficientul inaltimii capului dintelui de referinta:

Coeficientul inaltimii jocului la capul dintelui de referinta:

Coeficientul de racordare de referinta:

Modulul normal al angrenajului :

c) Calculul elementelor geometrice de bază ale angrenajului:

Module și pași:

Modulul normal al angrenajului:

Modulul frontal al angrenajului:

Pasul normal:

Pasul frontal:

Înălțimile danturii roților:

Înălțimea capului dintelui:

Înalțimea de picior a dinților:

Înalțimea totală a dinților:

Diametrele roților:

Diametrele cercurilor de divizare și rostogolire:

Diametrele cercurilor de cap:

Diametrele cercurilor de picior:

Diametrele cercurilor de bază:

Distanța între axe si distanța între axa de referință:

Lățimile roților:

Lățimea canalului fiecarei roți:

Lățimea necesară a danturii:

d) Alte elemente de formă ale roților:

Diametrele canalelor

Teșitura de cap:

Grosimea danturii sub cercul de picior:

Grosimea discului roților:

Razele de racordare:

5.1.5. Calculul de verificare al angrenajului

Verificarea angrenajului presupune determinarea tensiunilor effective de contact și de încoviere și compararea acestora cu tensiunile corespunzătoare, admisibile:

tensiunile effective de contact:

tensiunile effective de încovoiere:

Și deoarece relațiile de mai sus sunt corecte, se consider că roțile pastrează capacitatea de rezistență la solicitările menționate și ramâne definitivă.

5.1.6. Calculul componentelor sistemului de forțe din angrenajul cilindric cu dinți în V.

Transmiterea mișcării și puterii de la roata conducătoare la roata condusă se face prin dezvoltarea unei încovoieri distribuite dea lungul flancurilor în contact. Aceste încovoieri distribuite se dezvoltă pe ambele sectoare dintațe ale fiecarei roți dințate (roata 1 și 2). Sarcina distribuită se înlocuieste apoi cu rezultanta acesteia.

– fiecare din acestea actionand dupa directia normal commune fiecarui sector dintat al rotii 1 si al rotii 2. Determinarea componentelor fortei normale de angrenare se face pe următoarele direcții particulare:

Directive tangential ();

Directie radiala ();

Directie axiala ();

Sistemul de forțe care acționeaza asupra roților dințate cilindrice cu dinți în V este prezentat pe pagina 37.

Descompunerea are la bază deci relațiile:

Din aceste relatii si din figura de mai sus componentele 2 cate 2 vor rezulta egale:

Determinarea acestor componente se face pe fiecare jumatate de roată , sumândule apoi vectorial, iar relațiile finale sunt:

Componentele tangențiale:

Componentele radiale:

Componetele axiale se anuleaza reciproc:

5.2. Calculul carcasei

Carcasa este elemental fix al mecanismului de tip reductor de turație servind ca bază de fixare a tuturor elementelor componente.

Carcasa reductorului de turație se execută, in mod usual, din doua bucați: semicarcasa inferioară (corpul carcasei) și semicarcasa superioară (capacul carcasei). Cea mai utilizata variantă constructivă este realizata prin turnarea celor 2 parți.

Ansamblarea reductorului de turație capacul și corpul se îmbină prin intermediul mai multor elemente de ansamblare cu filet: suruburi, piulițe și șaibe.

Materiale recomandate:

Fonte cenușii (FC 200; FC 250);

Oțeluri de turnare (OT 400 ; OT 450);

Pentru turnarea în cele 2 părți (corp, capac) se alege ca material FC 250.

5.2.1 Alegerea distanțelor de la punctele de aplicație ale încărcarilor pe roți la reazeme.

Alegerea acestor distanțe este importantă din sistemului de rezemare și anvergură, acestora în vederea executării de arbore.

Se folosește schema de mai jos:

Pentru alegerea distanței (l) se impune detaliul din figura de mai jos:

In baza figurii de mai sus:

– distanța de la mijlocul roții dințate 1 pâna la fața frontală a acesteia;

– distanța de la fata frontală a roții dințate 1 pâna la peretele interior al carcasei

– distanța de la peretele interior al carcasei la rulment;

– jumatatea lațimii rulmentului radial sau radial –axial (având , în funcție de tip, lațimea B și T , în mm).

Se estimează pentru dimensiuni normale de rulment :

Se definitivează:

5.2.2. Alegerea unor dimensiuni caracteristice ale carcasei:

Forma completă a celor 2 semicarcase și dimensiunile mai importante ale acestora sunt prezentate detaliat în figura din pagina următoare:

Alegerea grosimii semicarcasei externe:

Grosimea peretelui carcasei:

δ =16 ;

Grosimea peretelui capacului carcasei (semicarcasei superioare):

=14 ;

Grosimea nervurilor capacului si ale corpului carcasei:

Latimile si grosimile flanselor:

Raza de racordare a flanselor cu carcasa:

R=5 ;

Latimea exterioara a flanselor:

Unde a si b , reprezinta pozitia acelor gaurilor, se aleg in functie de marimea suruburilor folosite pentru imbinarea flanselor.

Latimea totala a flanselor:

Grosimea flansei corpului carcasei:

Grosimea flansei capacului carcasei:

Diametrele gaurilor pentru suruburi:

Pentru suruburile de fixare a talpii, se recomanda M27:

Pentru suruburile de fixare in zona lagarelor, se recomanda M24:

Pentru suruburile de fixare a flanselor carcasei, se recomanda M20:

Diametrele găurilor alese au fost alese în funcție de prevederile SR ISO 273, care reglementează diametrele găurilor de trecere pentru șuruburi, pe baza alegerii unor tipodimensiuni de șuruburi de ansamblare.

Latimile si grosimile talpii carcasei:

Latimea superioara:

Latimea inferioara (a fetei de rezemare):

Grosimea talpii fara proeminente:

Grosimea proeminentzelor talpii:

Înalțimea axei (distanța partea inferioara a talpii carcasei pâna la planul axelor), H, se alege in funcție de marimea diametrelui de cap al roții conduse , la una dintre valorile seriei:

Distanța radială minimă de la roată la peretele lateral al carcasei, această distanță se va alege la o valoare cât mai redusa , pentru a se evita creșterea exagerată a gabaritului general al carcasei:

Raza de racordare a pereților interior (verticali) ai carcasei se recomandă în intervalul:

Raza de racordare a muchiilor exterioare ale flanșelor:

5. 2.3. Alegerea unor accesorii ale carcasei

Carcasa are atașată la montaj o serie de elemente – organe de mașini, fiecare dintre acestea având un rol funcțional bine determinat. Aceste elemente sunt denumite, in mod generic, accesorii ale carcasei.

Alegerea tipodimensiunii pentru fiecare dintre aceste accesorii se face pe baza criteriilor de formă de concordanță dimensională cu piesele care au fost anterior dimensionate. Între acestea, dimensiunile rezultate ale angrenajului ca și cele stabilite anterior pentru cele doua semicarcase joacă rolurile cele mai importante în aceste alegeri ale tipodimensiunilor accesoriilor.

a) Elemente de asamblare filetată:

Sunt organe de ansamblu cu filet (șuruburi, piulițe, șaibe), care folosesc la îmbinarea celor 2 semicarcase.

a.1. Alegerea elementelor filetate pentru zona flanșelor carcasei (marginilor de prindere):

;

δ =16 ;

R=5 ;

Se alege surub cu cap hexagonal M 20 Stas 4272-89

Se alege piulita hexagonal de uz general M 20 STAS 4071-89

Se alege șaiba Grower M 20 , STAS 7666-80;

Se alege pentru găurile de trecere M20 conform SR ISO 273

a.2. Alegerea elementelor filetate pentru zona capacelor (lagărelor):

Se alege șurub cu cap hexagonal M24 STAS 4272-89:

Se alege piulița hexagonal de uz general M24 STAS 4071-89:

Se alege șaiba grower M 24 STAS 7666/2 -80:

Se alege diametrul găurilor de trecere M24 conform SR ISO 273:

a.3. Alegerea elementelor filetate pentru zona tălpii:

Se alege șurubul cu cap hexagonal M 27 STAS 4272-89:

Se alege piulița hexagonal de uz general M27 STAS 4071-89:

Se alege șaiba Grower M 27 STAS 7666/2-80:

Se alege diametrl găurilor de trecere M27:

b. Alegerea inelelor de ridicare

Sunt organe de mașini standardizate, cu rol funcțional de suspendare al ansamblului reductor, în vederea transportului, montajului sau pentru realizarea întreținerii și reparațiilor. Forma și dimnesiunile inelului de ridicare sunt prezentate în figura de jos:

Conform STAS 3186-77, se aleg inele de ridicare M20 cu urmatoarele dimensiuni:

c. Alegerea dopului de golire (dopul filetat)

Dopul de golire are drept rol funțional realizarea scurgerii uleiului uzat din carcasă, în vederea înlocuirii acestuia cu ulei proaspăt. Înlocuirea uleiului uzat se realizează la anumite perioade de timp, care sunt reglementate în funcție de caractersiticile acestuia cît și de condițiile de funcționare ale reductorului. Dimnesiunile dopurilor filetate standardizate și forma lui sunt prezentate în fig urm.

Pentru reductorul de turație din cazul de față, cu gabarit mediu, am ales un dop de golire cu diametrul M20 , dop filetat standardizat STAS 5304-80. Dimensiunile dopului de golire M20x1.5 :

5. 2.4. Calculul termic al carcasei

În funcționare o parte din energia mecanică transmisă prin reductor ul de turație se consumă în cuple pentru învingerea frecării. În aceste cuple în timpul funcționării o parte din energi mecanică se transformă în căldură. Determinarea încălzirii reductorului de turație se face în baza urm relații:

Unde:

factorul de transformare;

puterea ce ajunge la roata cu dinți conducătoare;

randamentul total;

factorul de transmitere a căldurii spre exterior;

arie brută efectivă a carcasei în contact cu mediul, se consideră:

5. 3. Calculul subansamblelor arborelui conducător

5.3.1. Calculul arborelui I, conducător:

a) Date inițiale:

Momentul de torsiune maxim la arborele I exterior:

Componenta tangențială:

Componenta radial:

Componenta axială:

Distanța la reazeme:

b) Felul și caracterul solicitărilor

În funcționare arborele este supus la două tipuri de solicitări:

1. Solicitarea de încovoiere : reginmul este variabil de tip alternant simestric.

2. Solicitarea de tensiune: Regim pulsator.

C) Schema de calcul.

Reacțiunile, Momentele caracteristice.

Diagramele de eforturi secționale.

Forme constructive ale arborelui.

1)Planul vertical

Observatie: Deoarece forta , este dispusă la mijloc, reacțiunile rezultă a fi jumate din ea.

Verificare:

;

2) Planul orizontal

Observatie: Deoarece forta , este dispusă la mijloc, reacțiunile rezultă a fi jumate din ea.

Verificare:

;

3) Se consideră acoperitor și constant per toată portiunea cuprinsa intre 3 și 4.

d) Determinarea reacțiunilor radiale în cuple, necesare pentru calculul rulmenților:

e) Determinarea momentelor echivalente :

în secțiunea 1:

în secțiunea 3, stg:

;

în secțiunea 3, dr:

în secțiunea 2:

f) Alegerea materialelor arborelui I, stabilirea tensiunilor admisibile:

Pentru arboreal I se folosește ca material oțel de calitate OLC45 STAS 880-88:

Tensiunile admisibile:

g)

1.Diametrele critice ale arborelui:

pentru secțiunea 3:

sectiunea 4:

Alegerea diametrelor:

2. Deoarece

5.3.2 Calculul ansamblărilor cu pene.

Tipurile de pene utilizate sunt adoptate conform STAS 1004-81:

pentru secțiunea 4:

Elementele constructive:

Verificarea penei la solicitarea de contact:

In aceste conditii pana nu rezista se adopta 2 pene

Pentru sectiunea 3:

Conform STAS 1004-81:

5.3.3 Calculul de alegere al rulmenților

Rulmenții sunt organe de mașini care servesc la rezemarea organelor rotitoare.

Pentru arborele I, se aleg 2 rulmenți identici cu role cilindrice pe un rând.

1. Date cunoscute și schema de calcul.

Determinarea forțelor echivalente de calcul a rulmenților:

Unde :

V- factorul ce ține seama de inelul rotitor al rulmentului V=1;

X- coeficientul forței radiale X=1;

– reacțiunea radială determinată în reazeme;

– factorul de temperatură

– factorul de dinamicitate

Determinarea capacității de încărcare necesare:

N

Unde:

P – exponentul durabilității rulmentului p=3.33;

L- durabilitatea rulmentului

Accesăm catalogul de rulmenți pentru determinarea elementelor geometrice ale rulmenților necesari, funcție de capacitatea efectivă calculată.

Alegem rulmenți radiali cu role cilindrice:

Capacele de fixare bilaterală a arborelui, garnitura de etanșare și inele. Unul din capace se numește orb, celălalt prevăzut cu gaură în care arborele iese spre exterior.

5. 4. Calculu

5.4 Calculul elementelor subansamblului arborelui condus II

5. 4.1. Calculul arborelui condus:

Încărcarea arborelui provine din piesele care sunt montate, adică roata condusă montata pe arborele condus și semicuplajul C2 montat la exterior.

a) Date inițiale:

Momentul de torsiune maxim la arborele condus II exterior:

Componenta tangențială:

Componenta radial:

Componenta axială:

Distanța la reazeme:

b) Felul și caracterul solicitărilor

În funcționare arborele este supus la două tipuri de solicitări:

1. Solicitarea de încovoiere : reginmul este variabil de tip alternant simestric.

2. Solicitarea de tensiune: Regim pulsator.

C) Schema de calcul.

Reacțiunile, Momentele caracteristice.

Diagramele de eforturi secționale.

Forme constructive ale arborelui.

1)Planul vertical

Observatie: Deoarece forta , este dispusă la mijloc, reacțiunile rezultă a fi jumate din ea.

Verificare:

;

2) Planul orizontal

Observatie: Deoarece forta , este dispusă la mijloc, reacțiunile rezultă a fi jumate din ea.

Verificare:

;

3) Se consideră acoperitor și constant pe toată portiunea cuprinsa intre 3 și 4.

d)Determinarea reacțiunilor radiale în cuple, necesare pentru calculul rulmenților:

e) Determinarea momentelor echivalente :

în secțiunea 1:

în secțiunea 3, stg:

;

în secțiunea 3, dr:

în secțiunea 2, 2-4, 4:

f) Alegerea materialelor arborelui I, stabilirea tensiunilor admisibile:

Pentru arboreal I se folosește ca material oțel de calitate OLC35 STAS 880-88:

Tensiunile admisibile:

g) 1.Diametrele critice ale arborelui:

pentru secțiunea 3:

sectiunea 4:

Alegerea diametrelor:

2. Deoarece

5.4.2 Calculul ansamblărilor cu pene.

Tipurile de pene utilizate sunt adoptate conform STAS 1004-81:

pentru secțiunea 4:

Elementele constructive:

Verificarea penei la solicitarea de contact:

Pentru sectiunea 3:

Conform STAS 1004-81:

5.4.3 Calculul de alegere al rulmenților

Rulmenții sunt organe de mașini care servesc la rezemarea organelor rotitoare.

Pentru arborele I, se aleg 2 rulmenți identici cu role cilindrice pe un rând.

1. Date cunoscute și schema de calcul.

Determinarea forțelor echivalente de calcul a rulmenților:

Unde :

V- factorul ce ține seama de inelul rotitor al rulmentului V=1;

X- coeficientul forței radiale X=1;

– reacțiunea radială determinată în reazeme;

– factorul de temperatură

– factorul de dinamicitate

Determinarea capacității de încărcare necesare:

N

Unde:

P – exponentul durabilității rulmentului p=3.33;

L- durabilitatea rulmentului

Accesăm catalogul de rulmenți pentru determinarea elementelor geometrice ale rulmenților necesari, funcție de capacitatea efectivă calculată.

Alegem rulmenți radiali cu role cilindrice:

Capacele de fixare bilaterală a arborelui, garnitura de etanșare și inele. Unul din capace se numește orb, celălalt prevăzut cu gaură în care arborele iese spre exterior.

6.Calculul cuplajelor

Cuplajele sunt organe de mașini de legatură si transmitere.Rolul acestora este de a realiza între mecanismele(transmisiile) componente ale unui sistem mecanic;concomitent cu acesta,cuplajele contribuie la transmiterea mișcarii și puterii între arborii pe care ii leagă în lanțul cinemtatic respectiv.

Prin utilizarea cuplajelor se mai realizează un alt important deziderat:evitarea construcțiilor cu arbori lungi-care să facă parte din transmisii mecanice diferite ale aceluiași sistem de transmisii.O astfel de soluție constructivă complică ansamblul general și poate conduce la dezvoltarea unor deformații flexionale si torsionale exagerat de mari.

Utilizarea cuplajelor, care să realizeze legarea coaxiali,simplifică foarte mult tehnologia de executie a componentelor ansamblului,montajul,cât și întreținerea sau reparațiile.

Pentru sistemul de transmii mecanice proiectat se impune utilizarea unor cuplaje mecanice în urmatoarele poziții.

la ieșirea din transmisia prin cureleș legătura dintre arborele condus al transimisiei prin curele și arborele conducător al reductorului de turație se va realiza prin intermediul cuplajului de legătura C1;

la iesirea din reductorul de turație legătura dintre arborele condus al reductorului de turație și arborele condus al reductorului de turație și arborele mașinii de lucru se va realiza prin intermediul cuplajului de legătură C2;

6.1 Calculul de alegere al cuplajului C1

Cuplajul de legătură C1 este poziționat pe axa intermediară al sistemului de transmisii.Pentru cuplajul de lagătură C1 principalele cerințe sunt următoarele

să aiba o bună capacitate de transmitere

să aiba o buna capacitate de amortizare a suprasarcinilor și șocurilor care apar în funcționarea sistemului

să aibă capacitatea de compensare a unor abateri de execuție și/sau de montaj abateri radiale,axiale și/sau unghiulare

să fie simplu si la preț convenabil

să aibă gabarit redus

La alegerea cuplajului C1,se va opta pentru un cuplaj permanent,de uz general,cu o cât mai bună capacitate de amortizare.Se alege cuplaj elastic cu bolțuri(CEB),a cărui construcție este reglementată prin STAS 5982/6-81.

Acesta face parte din categoria cuplajelor mecanice permanente,compensatoare și amortizare,de uz general.

Avantajele pe care le oferă acest tip de cuplaj sunt următoarele:

O bună capacitate de transmitere

O foarte bună capacitate de amortizare a șocurilor si suprasarcinilor

Realizarea unei izolari electrice între cele două semicuple ale cuplajului

Cuplajele elastice cu bolțuri se execută în doua variante constructive.

-varianta N,normală

-varianta B,bucșe cu distanțiere

Pentru cuplajul ales,utilizat la ieșirea din transmisia prin curele,se va alege varianta N de execuție

Forma constructivă a cuplajului elastic cu bolțuri (varianta N),elementele componente ale acestuia și principalele caracteristici geometrice sunt prezentate in figura urmatoare.

Fig.24. Forma constructivă a cuplajului elastic cu bolțuri

Elementele componente ale cuplajului elastic cu bolțuri,varianta N,sunt urmatoarele:

1.Semicuplă P*

2 Semicuplă Pf

3.Semicuplă C

4.Semicuplă Cf

5.Semicuplă Ki

6.Piuliță hexagonală STAS 9851- 76

7.Șaibă

8.Bolț N

9.Bucșă elastică

10. Șaibă

11.Inel elastic STAS 5848/2-73

12.Bolț B

13.Bucșă distanțieră

6.2 Calculul de alegere al cuplajului C2

Cuplajul C2 realizeză legătura cinematică,la ieșirea din reductorul de turație , între arborele condus al acestuira (II) și arborele mașinii de lucru(P).

În vederea alegerii cuplajului C2, dezideratele mai importante asupra carcteristicilor sale sunt următoarele.

capacitatea de transimitere mai ridicată(cuplajul C2 fiind situat în partea de ieșire din sistemul de transmisii mecanice);

robustețe,rezistență bună la uzură și fiabilitate ridicată;

bune proprietăți compensatoare ale abaterilor de execuție și de montaj,radiale,axiale și unghiulare;

gabarit convenabil;

Ținând seama de aceste cerințe,se va adopta varianta de cuplaj dințat,STAS 6589/2-81

Acest tip de cuplaj,se execută în două variante constructive

cuplaj simplu dințat,simbol CD

cuplajele dublu dințate,simbol CDD

Cuplajele simplu dințate(CD) se execută numai in varianta de bază S

Cuplajele dublu dințate (CDD) se execută în trei variante constructive.

Varianta N,normală

Varianta T,cu tronson intermediar

Varianta A,cu arbore intermediar

Principalele părți componente celor două variante de cuplaj,sunt următoarele

Butuc dințat P;

Butuc dințat C;

Butuc dințat Ki;

Flanșa I;

Șurub STAS 4845-79(M4…M20);

Șurub de siguranță STAS 2241/2-80;

Garnitură I;

Inel O STAS 7320-71;

Manșon dințat I;

Manșon dințat II;

Dop filetat I;

Garnitură II;

Piuliță STAS 9851-76;

Garnitură III;

Șurub de păsurire;

Semicuplă P;

Semicuplă Pf;

Semicuplă C;

Semicuplă Cf;

Semicuplă Ki;

Dop;

Mașon dințat III;

Semicuplă Cf;

Semicuplă Ki;

Dop;

Manșon dințat III;

Cuplaj dințat,varianta N,poziția de funcționare H(orizontală)

Dintre acestea,butucul dințat și semicupla sunt repere componente care pot fi realizate în mai multe forme de execuție.

Butucii dințati se execută după cum urmează

Pregăuriți

-execuție P;

b) Cu alezjul la diametrul nominal(la cerere):

– execuție C,cu alezaj,fără fixare frontală;

-execuție Ki,cu alezaj conic.

Butucii dințati în execuțiile P și C sunt destinți pentru toate mărimile de cuplaj,iar butucii dințati in execuția Ki sunt destinați numai pentru mărimile 1…8.

Semicuplele se execută dupa cum urmează

Pregăurite

-execuție P și execuție Pf;

b) Cu alezajul la diametrul nominal (la cerere):

-execuție C,cu alezaj cilindric,fără fixare frontală;

-execuție Cf,cu alezaj cilindric,cu fixare frontală;

-executie Ki,cu alezaj conic,cu fixare frontală;

Semicuplele în execuțiile P,Pf,C si Cf sunt destinate pentru toate mărimile de cuplaj,iar semicuplele în execuție Ki sunt destinate numai pentru marimile de cuplaj 1…8.

La alegerea cuplajului C2 se optează pentru una dintre variantele constructive de cuplaje dințate,CD sau CDD și se precizează formele de execuție ale componetelor menționate.

Cele două soluții adoptate pentru cuplajele de legătură C1 și C2. Este important însă ca varianta aleasă să îndeplinească rolul funcțional dorit în cadrul sistemului de transmisii care urmează a fi proiectat.

7. Condiții tehnice generale de calitate și norme de tehnica securității muncii.

7.1. Condiții tehnice generale de calitate.

Condițiile tehnice generale de calitate stabilesc prescripțiile de calitate pe care trebuie sa le îndeplinească execuția, montarea și verificarea reductoarelor de turație cu angrenaje cilindrice.

Cindițiile tehnice de calitate se referă la următoarele aspecte:

Condiții pentru materiale.

Condiții pentru semifabricate.

Condiții pentru piesele componente executate prin prelucrări mecanice.

Condiții pentru montare.

Verificarea calității pieselor.

Condiții pentru încercarea reductoarelor.

7.1.1. Condiții pentru materiale:

Materialele din care sunt executate elementele componente ale mecanismelor sistemului de transmisii mecanice trebuie sa corespundă documentației.

7.1.2. Condiții pentru semifrabricate.

Piesele turnate din fontă sau oțel trebuie sa corespundă prescripților din STAS 568-82 și STAS 600-74. Adaosurile de prelucreare și abateri la dimensiuni vor fi conform STAS 1592/1-74, pentru piesele din fontă și respectiv STAS 1592/2-74, pentru piesele turnate din oțel. Piesele forjate vor respecta condiția din Stas 1097/1-74, iar adaosurile si abaterile la dimensiuni vor fi conform STAS 2171-70.

7.1.3. Condiții pentru piesele componente executate prin prelucrări mecanice.

Forma și dimensiunile pieselor prelucrate prin așchiere, abaterile la dimensiuni precum și cele de formă și de poziție trebuie să respecte desenele de execuție.

7.1.4. Condiții pentru montare.

Piesele componente ale sistemului și îndeosebi ale reductorului de turații, vor fi ajustate înainte de montare, după care vor fi curățate, spălate, suflate și uscate cu aer comprimat.

7.1.5. Verificarea calității pieselor.

Verificarea aspectului pieselor componente se face cu ochiul liber. Ele nu trebuie să aibă defecte vizibile. Verificarea formei și dimensiunilor se face cu instrumente universale de măsură.

7.1.6. Condiții pentru încercarea reductorului.

După montarea reductorului se va verifica dacă arborii se rotesc ușor și uniform cu mâna. Se va determina jocul între flancurile dinților, verificând pana de contactpe ambele flancuri ale dințilorroților. În cazul în care acestea nu corespund prescripțiilor, se vor lua măsuri pentru remediere. Reductoarele de turație se vor incerca la funcționarea în gol, timp de o oră, pentru fiecare sens de rotație. Acestea terbuie să aibă un mers liniștit, fară zgomot, vibrații, pierderi ale lubrifiantului sau încălzirii anormale. Încercarea la funcționarea în sarcină se face în trei trepte de încalzire: 30% , 60%, 100% din puterea nominală la turație normală a reductorului.

7.2. Norme de tehnica securității muncii.

Lucrările se lăcătușărie, ajustare și de montaj se vor executa cu respectarea următoarelor norme de protecție:

Efectuarea lucrărilor se va face numai de personal calificat.

Lucrările de ajustaj manual se vor executa numai după ce piesa este bine fixată.

Montarea elementelor a caror greutate depășește efortul fizic permis muncitorilor, se face cu ajutorul mijloacelor mecanizate de ridicare.

În cazul montării pieselor voluminoase, cu greutate mare. Care necesită mai mulți muncitori, aceștia vor lucra în echipă, sub comanda unui șef de echipă

Mijloacele de ridicare trebuie sa respecte prescribțiileprevăzute în normativele ISCIR.

Sculele și uneltele de mână care sunt utilizate vor fi în stare bună.

Uneltele de precuție nu trebuie sa aibă fișure suprafețe deformate sau înflorite.

Cozile și mânerile de lemn a sculelor de mînă vor fi netede și bine fixate.

Tuburile flexibile pentru alimentare cu aer comprimat a sculelorpneumatic, trebuie sa corescpundă debitului și presiunii de lucru nominal.

Zilnic muncitorii vor verifica dacă uneltele de mână sunt în stare bunâ de funcționare

8. Concluzii finale.

Proiectul la Organe de masini a tratat problema unui sistem de transmisie mecanica cu o transmisie prin curele și un reductor de turație având angrenaj cilindric cu dinți in V . Ăn componenta acestora întră o serie de organe cu pene, rulmenți, carcasă și accesorii ale carcasei, roți de curea si curele, cuplaje și altele.

Pentru majoritatea organelor organelor menționate au fost dezvoltate calcule de verificare. Materialele alese li s-au aplicat tratametului , la unele din ele sau făcut si cea mai mare parte economicitate.

O bună parte din organele de mașini componente are reglamentate prin standard forma și dimensiunile organelor de mașini mai importante are dezvoltati și algoritmi de calcul.

În încheiere ecestui capitol putem face o rum concluzie proiectul la OM este foare util în formarea deprinderilor la proiectarea a trasnmisiilor mecanice. La fel proiectul pune bazele unei pregătiri coprespunzatoare pentru ingineri care activează în domeniile Foraj-Extracție , Transport și altele.