Table of Contents [620163]

Licență

Table of Contents [620163]

Byadmin ianuarie 1, 2024

Table of Contents
1. INTRODUCERE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 2
2. CLASIFICAREA TRANSPO RTOARELOR ………………………….. ………………………….. ………………………. 3
2.1. TRANSPORTOR CU BANDA ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 3
2.2. TRANSPORTOR CU RACLE TE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 4
2.3. TRANSPORTOR CU CUPE ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………….. 5
2.4. TRANSPORTOR SUSPENDA T………………………….. ………………………….. ………………………….. ………… 6
2.5. TRA NSPORTOR ELICOIDAL ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………… 8
2.6. TRANSPORTOR GRAVITAT IONAL ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 8
2.7. TRANSPORTOR OSCILANT ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………… 10
2.8. TRANSPORTOR CU PLACI ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 10
3. VARIA NTE CONSTRUCTIVE ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 11
3.1. TRANSPORTOR CU BANDA ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………… 11
3.2. TRANSPORTOR CU RACLE TE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 15
3.3. TRANSPORTOR CU CUPE ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 17
3.4. TRA NSPORTOR SUSPENDAT ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 19
3.5. TRANSPORTOR ELICOIDA L ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 21
3.6. TRANSPORTOR GRAVITAT IONAL ………………………….. ………………………….. …………………………. 22
3.7. TRANSPORTOR OSCILANT ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………… 24
3.8. TRA NSPORTOR CU PLACI ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 26
4. CALCULUL SISTEMELOR DE TRANSFER ………………………….. ………………………….. …………………… 28
4.1. PREZENTAREA GENERALĂ A UTILAJULUI ………………………….. ………………………….. …………… 28
4.2. DIMENSIONAREA BENZII ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 29
4.3. DIM ENSIONAREA TOBELOR ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 31
4.4. DIMENSIONAREA ROLELO R ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 32
4.5. FORȚELE ÎN PUNCTELE CARACTERISTICE ALE T RASEULUI ………………………….. ………….. 33
4.6. VERIFICAREA BENZII ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………… 36
4.7. ALEGEREA MOTORULUI E LECTRIC SI VERIFICAR EA LA DEMARAJ ………………………….. . 37
4.8. ALEGEREA REDUCTORULU I DE TURAȚIE ………………………….. ………………………….. ……………. 42

4.9. ALEGEREA CUPLAJULUI MOTOR -REDUCTOR ………………………….. ………………………….. ……… 48
4.10. ALEGEREA CUPLAJULUI REDUCTOR ARBORE PRIN CIPAL ………………………….. ……………… 50
4.11. DIMENSIONAREA ANSAMB LULUI TOBEI DE ÎNTIN DERE ………………………….. …………………. 53
4.12. SISTEMUL DE ÎNTINDER E ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 58
5. CONCLUZII ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………. 60

1. Introducere

Mașinile de transport continuu cu organe de tracțiune folosesc pentru deplasarea sarcinilor
elemente flexibile de tracțiune (cabluri, lanțuri sau benzi). Transportoarele cu bandă se utilizează
atât pentru transportul sarcinilor vărsate cât și a sarcinilor în bucăți, pe direcție orizontală sau
înclinată față de orizontală cu un unghi de 5~27°.
Aceste transportoare cu bandă se folosesc la transportul sarcinil or atât pe distanțe mici, cât și pe
distanțe mari. ținând seama de rezistența benzilor, precum și de considerente economice, lungimea
maximă a transportoarelor cu bandă se limitează la 250 ~ 300 m. în cazul în care este necesar ca
sarcina să fie transporta tă pe lungimi mai mari, se utilizează o instalație compusă din mai multe
transportoare cu bandă care se montează în serie și se alimentează unul pe celălalt.
Se recomandă ca unghiul de înclinare al benzii transportoarelor să fie cu 10° ~ 15° mai mic decât
unghiul de frecare al materialului pe bandă, pentru a evita alunecarea materialului. Unghiurile
maxime de înclinație ale benzii transportoarelor se stabilește în funcție de natura materialului
transportat (spre exemplu: pentru sarcină individuală 5~10°, că rbune și minereu în bucăți mari
18°, ciment 20°, nisip uscat 24°, nisip umed 27° etc.). La înclinări mari se montează racleți.
Benzile mașinilor de transport continuu îndeplinesc în același timp atât funcția de organe de
tracțiune cât și pe aceea de organe de lucru.
Viteza benzii se alege în funcție de natura materialului transportat și de lățimea benzii (de exemplu:
pentru piatră 1…3 m/s, cărbune 1…2 m/s, sarcini individuale 0,75…1,5 m/s, benzi de sortare
0,1…0,3 m/s, benzi pentru industria de cons trucții 0,005…0,014 m/s).
O bandă (curea) se numește transportoare dacă are rolul de a transporta un produs dintr -un punct
A în alt punct B. Dacă pe parcursul transportului, asupra piesei se execută diferite operațiuni,
banda se numește "bandă de procesa re".

Aceste benzi pot fi cu capetele deschise sau îmbinate (dintr -o bucată sau "fără sfârșit"). In funcție
de condițiile de lucru în care se realizează transportul produselor se disting:
condiții grele de transport; apar în industria minieră, porturi etc. Ca material se folosește cu
preponderență cauciucul; condiții de dificultate medie ; spre exemplu în agricultură, aeroporturi,
oficii poștale etc. Se folosesc atât materiale pe bază de cauciuc cât și sintetice; condiții ușoare de
transport, cum ar fi cele din industria alimentară sau farmaceutică. Se folosesc în general materiale
sintetice.
Benzile transportoare trebuie să răspundă mai multor cerințe, cum ar fi:
trebuie să fie flexibile în direcția rulării;
trebuie să aibă stabilitate laterală;
trebuie să fie rezistente la uzură și să aibă un coeficient de frecare redus cu roțile motoare;
stratul de acoperire a acestora trebuie să permită o bună aderență a pieselor transportate;
trebuie să aibă proprietăți antistatice;

2. Clasificarea transportoar elor
2.1. Transportor cu banda
Construc ția transportoarelor cu band ă este în principiu aceia și, chiar dac ă organul flexibil de
tracțiune este o band ă din cauciuc cu inser ții textile, din o țel sau din împletitur ă de sârmă.
Principalele p ărți compo nente ale unui transportor cu band ă sunt prezentate în figura 1.1

Fig. 1.1
În func ție de condi țiile de lucru, transportoarele cu band ă mai pot fi prev ăzute cu dispozitive de
curățire a benzii, de c ântărire, de frânare sau blocare, etc.
Transportorul poate fi orizontal, ca în figura 1, sau poate fi și înclinat pe toat ă lungimea ori pe o
porțiune din ea (fig. 1.2.). Din punct de vedere al utiliz ării benzii, transportoarele pot fi:
-cu band ă plată, când se folose ște la transportul de sarcini individuale (fig. 1.3.a);

-cu band ă în form ă de jgheab, banda fiind îndoit ă numai pe ramura încărcată, caz în care se
transport ă mai mult material dec ât la banda plat ă și de regul ă material vrac (fig. 1.3.b.).

Fig. 1.2 Transportor cu band ă cu traseu înclinat
Organele de rezemare asigur ă susținerea benzilor at ât pe ramura încărcată, cât și pe cea de
întoarcere. Banda poate fi rezemat ă pe tabliere, role sau combina ții de tabliere cu role, dar din
cauza încălzirii la frecarea cu tablierele, rolele sunt cel mai frecvent folosite în construc ția
transportoarelor.

Fig. 1.3 Transportor: a – cu band ă plată; b- cu band ă sub form ă de jgheab

2.2. Transportor cu raclete
Transportorul cu raclete (fig. 1.4.) realizeaz ă transportul materialelor vrac prin antrenarea acestora
în interiorul unui jgheab, de c ătre un organ flexibil de trac țiune, pe care se g ăsesc montate raclete
de diferite forme geometrice.

Fig. 1.4 Trans portor cu raclete: 1 – roată de acţionare; 2 – roată de întindere; 3 – organ flexibil de trac ţiune; 4 – raclete; 5 – ghidaj
superior; 6 – ghidaj inferior; 7 – jgheab de fund; 8 – gură de alimentare; 9 – gură de evacuare.
Pentru transportorul cu raclete din f igura 1.4. fiecare raclet ă împinge o anumit ă cantitate de
material, a c ărei înălțime în jgheab este mai mic ă decât înălțimea racletei. Ca urmare, se transport ă
doar cantit ăți de material iar fluxul materialului este unul discontinuu. Pentru a reduce frec ările
dintre raclete și jgheab, între acestea se las ă in intersti țiu
de 2-3 mm.
Traseul transportorului cu raclete poate fi orizontal, înclinat p ână la vertical ă iar viteza de transport
are valori cuprinse între 0,3 -0,6 m/s.
Trans portoarele cu flux continuu de material (fig. 1.5.) au caracteristic faptul c ă organul flexibil
de trac țiune cu raclete alunec ă pe fundul jgheabului, iar stratul de material antrenat are înălțimea
mai mare dec ât a racletelor. Din acest motiv ele se mai numesc și transportoare cu raclete înecate.
Încărcarea se face la cap ătul transportorului printr -o pâlnie, materialul c ăzând printre zalele
ramurii superioare a organului flexibil de trac țiune în jgheab, de unde este antrenat de ramura
inferi oară și evacuat prin gura de desc ărcare de la cap ătul cel ălalt al transportorului.

Fig. 1.5 Transportor cu raclete cu flux continuu de material

2.3. Transportor cu cupe
Transportoarele cu cupe se folosesc la transportul materialelor vrac, ele put ând realiza trasee
complexe închise, de la orizontal ă și până la vertical ă. Din punct de vedere constructiv (fig. 1.6.),
sunt alc ătuite dintr -un organ flexibil de trac țiune 3 (de obicei dou ă lanțuri cu eclise și role), pe care

sunt fixate cupele 4 pendulare și care, ca urmare a faptului c ă au centru de greutate sub axa de
suspendare, r ămân permanent în pozi ție normal ă cu fundul cupei în jos. În punctul cel mai de sus
al traseului este prev ăzută roata de ac ționare 1. Roata de întindere 2 și roțile de abatere sunt dispuse
în func ție de traseul ce trebuie realizat. Încărcarea cupelor cu material se face pe la partea inferioar ă
iar desc ărcarea se face în oricare alt punct al traseului, pentru aceasta fiind prev ăzut mecanismul
de basculare al cupelor 5.

Fig. 1.6 Transportorul cu cupe
În condi ții normale de lucru, viteza liniar ă a lan țului cu cupe este de 0,15 -0,4 m/s. Cupele au
capacit ăți cuprins e între 0,2 -3,5 litri, iar pasul de montare al cupelor este cuprins între 0,2 -1 m.
Reducerea num ărului articula țiilor lan țului ar duce la m ărirea lungimii pasului, însă din cauza
forțelor dinamice mari care apar la ac ționare trebuie folosite meca nisme de egalizare sau se reduce
viteza sub 1,5 m/s.
2.4. Transportor suspendat
Transportoarele suspendate sunt instala ții de transportat folosite, în mod deosebit, la abatoarele de
mare capacitate, realiz ând un circuit închis pe orice direc ție în spa țiu. Sunt alc ătuite dintr -un organ
flexibil de trac țiune, de regul ă un lan ț fără sfârșit, pe care, la partea inferioar ă, sunt dispuse la
distan țe egale dispozitive de suspendare a sarcinii (fig. 1.7.), de tipul c ârlige, c ărucioare sau alte
organe de suspendare a sarcinilor individuale. De partea superioar ă a lan țului sunt montate role
care permit deplasarea ansamblului pe o cale de rulare suspendat ă.
Lungimea unui transportor suspendat poate ajunge la valori de 2000 m, în func ție de necesit ăți.
Viteza de deplasare a organului flexibil se încadreaz ă în limitele 0,01 -0,35 m/s. Dac ă în anumite

condi ții este necesar ă modificarea vitezei de lucru, în construc ția mecanismului de ac ționare este
prevăzut un variator de vitez ă. Mărimea sa rcinii poate varia în limite foarte largi, de la c âteva
kilograme și până la câteva sute de kilograme (de exemplu, de la greutatea p ăsărilor și până la cea
a bovinelor). Pasul de dispunere a organelor de suspendare și viteza depind de tipul sar cinii și de
necesit ățile tehnologice, respectiv opera țiile care se execut ă la deplasarea sarcinilor cu
transportorul suspendat (asomare, jugulare, op ărire, p ârlire, jupuire, eviscerare, etc.).

Fig. 1. 7 Transportor suspendat: 1 – cale de rulare; 2 – rola de rulare; 3 – organul flexibil de tractiune; 4 – organul de
suspendare a sarcinii; 5 – sarcina de transportat
Transportoarele suspendate sunt prev ăzute cu dispozitive de ac ționare, de întindere și de abatere,
tipul și num ărul acestora fiind impus de necesitatea realiz ării traseului de transport și a for ței de
tracțiune din lan ț.
Calea de rulare este realizat ă din profile laminate în form ă de I (cel mai utilizat în practic ă), U sau
T. Profilul I are un dezavantaj și anume faptul c ă obada ro ților de rulare trebuie s ă fie conic ă,
deoarece talpa profilului are aceia și înclina ție, efectul fiind apari ția unei rezisten țe suplimentare la
rulare și în final uzu ra crescut ă a căii de rulare. Cu bune rezultate se pot folosi și căi de rulare
compuse din dou ă profile cornier care, permit realizarea unor curbe cu raze mai mici și a unor
trasee în plan vertical. C ăile de rulare sunt suspendate la construc țiile unde sunt amplasate, fie de
tavan, fie pe st âlpi de sus ținere prev ăzuți cu console.
Ansamblul format din c ărucioare și organul flexibil de trac țiune au construc ția dependent ă de
forma traseului și de for ța de trac țiune necesar ă. În practic ă se folosesc urm ătoarele tipuri de
organe flexibile de trac țiune:
-lanțuri cu zale sudate din o țel rotund;

-lanțuri cu eclise și buc șe, mai rar și cu role;
-lanțuri forjate demontabile;
-cabluri de o țel, similare celor folosite la ma șinile de r idicat.
Fiecare dintre organele flexibile de trac țiune de mai sus au avantaje și dezavantaje, iar din
cauza alungirilor suferite în timp și a lungimii mari, necesit ă dispozitive de întindere pe m ăsură.
Cărucioarele care se deplaseaz ă pe calea de rulare pot fi active (c ând au montate pe ele un
dispozitiv de prindere sau suspendare a sarcinii) sau intermediare (c ând au rolul de a sus ține
organul flexibil de trac țiune între c ărucioarele active).
2.5. Transportor elicoidal
Transportoarele elicoidal e sunt destinate lucrului cu materiale vrac de granula ție mic ă și
mijlocie (amax ≤150mm). Din punct de vedere constructiv (fig. 1.8.) ele se compun din
jgheabul 4 în care se rote ște melcul 5, ac ționat de motorul electric 1 și reductorul 2. Materia lul este
introdus în jgheab prin gura de alimentare 6, deplasat axial de c ătre spira melcului și evacuat prin
orificiul 3, plasat la fundul jgheabului. Tura ția melcului se alege de a șa manier ă încât materialul
să nu fie antrenat în mișcare de ro tație odat ă cu spira melcului, el r ămânând pe fundul jgheabului
în permanen ță, datorit ă greut ății proprii.

Fig. 1.8 Transpotorul elicoidal

2.6. Transportor gravitational
Sunt destinate transportului de materiale vrac sau buc ăți individuale folo sind ca for ță motrice
acțiunea gravita ției, deplasarea av ând loc în sensul cobor ârii sarcinii. Din punct de vedere
constructiv transportoarele gravita ționale sunt de tipul plan înclinat rectiliniu (fig. 1.15) sau în

spiral ă (fig. 1.12.), cu șicane (fig. 1.14.), jgheab pentru materiale v ărsate sau cu rulouri (sau role
de diverse forme) și care formeaz ă un transportor cu rulouri (fig. 1.13.).
Planurile înclinate sunt folosite la transportul sarcinilor individuale sau a materialelor v ărsate c u
granula ție mijlocie și mare și care se pot rostogoli. În cazul sarcinilor individuale unghiul de
înclinare a planului trebuie s ă aibă o valoare mai mare dec ât unghiul de frecare al materialului cu
suprafa ța acestuia (fig. 1.15.)

Fig. 1.12. Transportor gravita ţional elicoidal
Fig. 1.13. Transportor gravita ţional cu rulouri

Fig. 1.14. Transportor gravita ţional cu șicane

Fig. 1.15. Plan înclinat de transport

2.7. Transportor oscilant
Aceste transportoare se mai numesc și iner țiale deoarece materialul se afl ă într-un jgheab antrenat
în mi șcare oscilant ă, deplasarea lui fiind determinat ă de for țele de iner ție, în timp ce jgheabul
execut ă cursa de întoarcere. Pentru a putea r ealiza deplasarea, jgheabul este a șezat sub un unghi
față de orizontal ă, fapt ce permite ob ținerea unei componente verticale a accelera ției și care, reduce
presiunea materialului pe fundul jgheabului, evit ând antrenarea materialului în sens invers la cursa
de întoarcere.

Fig. 1.16 Transportor iner ţial cu jgheab: 1 – jgheab; 2 – mecanism ac ţionare; 3 – bielă; 4- braţe articulate elastice .
Construc ția unui transportor oscilant este prezentat ă în figura 1.16. Materialul este introdus prin
pâlnia de alimentare în jgheabul înclinat și susținut de c ătre mai multe bra țe articulate , care este
antrenat în mișcare de c ătre un mecanism biel ă – manivel ă. Pe cursa de ducere, jgheabul prime ște
o mișcare de u șoară ridicare și de trans lație pe direc ția de transport. Materialului îi va fi imprimat ă
o accelera ție pe vertical ă și una pe orizontal ă. Pe cursa de întoarcere, jgheabul va cobor î puțin și
acest lucru va permite ca for țele de iner ție, generate de cele dou ă accelera ții, să propulseze în
continuare materialul pe direc ția de transport.

2.8. Transportor cu placi
Transportoarele cu pl ăci servesc la transportul materialelor v ărsate sau a sarcinilor individuale.
Din punct de vedere constructiv, transportorul cu pl ăci are acelea și părți componente ca și cel cu
band ă, cu deosebirile specifice. Astfel, banda de transport este alc ătuită dintr -o serie de pl ăci din
tablă de oțel sau din lemn, sus ținute între dou ă lanțuri de trac țiune de tipul cu eclise, cu bu cșe și
role. Rolele care sus țin greutatea benzii de transport cu materialul aferent pe ramura activ ă, ruleaz ă
atât la ducere c ât și la întoarcere pe șine fixate de batiul transportorului. Ac ționarea celor dou ă
lanțuri se face cu ro ți poligona le la extremitatea de desc ărcare a materialului, la cel ălalt cap ăt fiind

prevăzute ro țile de întindere. Încărcarea materialului se face printr -o pâlnie iar desc ărcarea prin
cădere liber ă într-un jgheab de primire.

Fig. 1.17. Tipuri de pl ăci: a- plăci de lemn; b – plăci fără bordur ă; c- plăci cu bordur ă.
Plăcile care alc ătuiesc banda de transport pot avea diverse forme (fig. 1.17.). și pot fi dispuse
distan țate sau form ând un tablier continuu prin suprapunerea pl ăcilor, astfel ca materialul s ă nu
se piard ă prin intersti țiile pl ăcilor, dar și pentru ca acestea s ă poată urmări încovoierea lan țului pe
roțile de cap ăt.

3. Variante constructive
3.1. Transportor cu banda
În practic ă se pot realiza și alte variante de sus ținere a benzilor, iar în func ție de flexibilitatea lor
secțiunea transversal ă a materialului vrac poate avea diverse forme (fig. 1.18.), de la simplu t ăblier
la forma de cerc . Pentru centrarea benzilor transportoare ele se dispu n ca în figura 1.3.b dar cu un
unghi oarecare α față de direc ția de mers a acestora (fig. 1.19.) și în toate punctele de contact dintre
rolă și band ă vor apare:
– o vitez ă de transla ție a benzii vb;
– o vitez ă periferic ă a rolei vr;
– o vitez ă relativ ă a benzii fa ță de rol ă v*.
Din triunghiul vitezelor, viteza relativ ă are valoarea:
v*m = vb sinα

Fig. 1.18. Organe de rezemare a benzilor: a – tăblier de lemn; b – rolă cilindric ă; c- rolă profilat ă; d- jgheab cu trei
role; e – jgheab cu dou ă role; f – jgheab semicircular cu role înguste; g – jgheab circular cu rola înguste; h – jgheab
semicircular închis; i – jgheab circular închis.
Astfel cele dou ă role ale jgheabului vor da na ștere la dou ă viteze relative egale și de sens contrar
care, vor duce la centrarea benzii pe pozi ție simetric ă pe axa longitudinal ă. Orice deviere de la
aceast ă poziție va face ca
componenta vitezei relative dinspre r ola pe care banda tinde s ă devieze, s ă fie mai mare dec ât pe
cealalt ă rolă, având ca rezultat readucerea pe pozi ția de simetrie c ând cele dou ă viteze relative sunt
egale.
Acționarea transportoarelor cu band ă se face prin intermediul tobelor de a cționare, pe care banda
se înfășoară cu un anumit unghi și este antrenat ă prin frecare. Ele pot fi executate din construc ție
sudat ă iar suprafa ța cilindric ă poate fi acoperit ă cu diverse materiale pentru m ărirea aderen ței
(șipci de lemn, un strat de cauciuc fixat prin șuruburi de tob ă sau vulcanizat, mase plastice, etc.).
Când nu au un strat aderent, tobele se execut ă sub form ă ușor bombat ă, fapt ce asigur ă centrarea
benzii în timpul func ționării.
Deoarece transmit benzii for ța de acționare, folosind frecarea dintre tob ă și band ă, din rela ția lui
Euler se poate scrie: Sinf = Sdesf eμα
în care:

Sînf este for ța din ramura care se înfășoară pe tob ă
Sdesf – forța din ramura care se desf ășoară pe tob ă;
μ- coeficientul de frecare dintre tob ă și band ă;
α- unghiul de înfășurare al benzii pe toba de ac ționare.

Relația de mai sus d ă valoarea maxim ă posibil ă a forței din ramura de înfășurare, dar în
practic ă acesta poate fi dep ășită acciden tal, fapt ce duce la patinarea benzii.
Cum în practic ă unghiul de înfășurare util α' este mai mic dec ât cel teoretic și forța de tracțiune
transmis ă prin frecare benzii va fi mai mic ă: Sinf = Sdesf eμα '

Fig. 1.20. Moduri de înfășurare a benzii pe tobele de ac ţionare
Momentul la arborele tobei este M = WR, în care R este raza tobei. Acesta poate cre ște mult în
anumite condi ții precum ar fi pornirea transportorului încărcat cu material sau la opri rile bru ște.
Ca urmare, trebuie s ă existe un unghi de rezerv ă suficient pentru a putea acoperi aceste neajunsuri.
Pentru m ărirea unghiului de înfășurare se folosesc dou ă tobe de ac ționare (fig. 1.20. c și d), la care
S’ este for ța din band ă între cele dou ă tobe. În acest caz se poate scrie:
W1 =Sinf −S'=S'(eμα1 −1)
W2=S'−S desf=𝑆′𝑒𝜇𝛼 2 −1
𝑒𝜇𝛼 2

Fig. 1.21. Mecanisme cu role de presare

În afara m ăririi unghiului de înfășurare și acționarea cu dou ă tobe, pentru m ărirea for ței periferice
transmisibile se mai pot folosi și alte metode:
-mecanisme cu role de presare (fig. 1.21.);
-mecanisme cu band ă auxiliar ă (fig. 1.22., fig. 1.23.).
cu role de presare pot fi cu rol ă de presare care ser vește și ca rol ă de abatere a benzii sau
cu rol ă de presare ce func ționeaz ă împreun ă cu o rol ă separat ă de abatere a benzii.

Fig. 1.22. Mecanisme cu band ă
Mecanismele de ac ționare cu band ă din figura 1.21. au banda auxiliar ă plasat ă între toba de
acționare și banda transportoare, form ând pe tob ă un strat cu coeficient de frecare mare.
În cazul benzii auxiliare exterioare (fig. 1.23.), not ând cu Sa for ța din aceast ă band ă și care nu -și
schimb ă valoarea pe tot traseul ei, v a da na ștere la o for ță periferic ă:
W = S inf − Sdesf = S desf (eμα1 −1)+ Sa (eμα1 −1)
Mecanismele cu benzi auxiliare realizeaz ă o mărire important ă a forței W dar func ționarea lor este
condi -ționat ă de starea perfect ă a benzii auxiliare. Dispoz itivele de întindere a benzilor permit
funcționarea transportorului cu reali – zarea for ței periferice necesare.

Fig. 1.23. Mecanism cu band ă auxiliar ă exterioar ă.
Ele trebuie s ă preia și alungirea permanent ă pe care o sufer ă banda ca urmare a f uncționării
îndelungate a ei.

3.2. Transportor cu raclete
Pentru transportorul cu raclete din figura 1.24. fiecare raclet ă împinge o anumit ă cantitate de
material, a c ărei înălțime în jgheab este mai mic ă decât înălțimea racletei. Ca urmare, se transport ă
doar cantit ăți de material iar fluxul materialului este unul discontinuu. Pentru a reduce frec ările
dintre raclete și jgheab, între acestea se las ă in intersti țiu
de 2-3 mm.

Fig. 1.24 Transportor cu raclete: 1 – roată de acţionare; 2 – roată de întindere; 3 – organ flexibil de trac ţiune; 4 – raclete; 5 – ghidaj
superior; 6 – ghidaj inferior; 7 – jgheab de fund; 8 – gură de alimentare; 9 – gură de evacuare.
Traseul transportorului cu racle te poate fi orizontal, înclinat p ână la vertical ă iar viteza de transport
are valori cuprinse între 0,3 -0,6 m/s.
Transportoarele cu flux continuu de material (fig. 1.26.) au caracteristic faptul c ă organul flexibil
de trac țiune cu raclete alunec ă pe fundul jgheabului, iar stratul de material antrenat are înălțimea
mai mare dec ât a racletelor. Din acest motiv ele se mai numesc și transportoare cu raclete înecate.
Încărcarea se face la cap ătul transportorului printr -o pâlnie, materialul c ăzând printre zalele
ramurii superioare a organului flexibil de trac țiune în jgheab, de unde este antrenat de ramura
inferioar ă și evacuat prin gura de desc ărcare de la cap ătul cel ălalt al transportorului.

Fig. 1.26 Transportor cu raclete cu flux continuu de material
a baza func ționării acestor transportoare st ă faptul c ă rezisten ța stratului de material la forfecare
de către raclete este mai mare dec ât frecarea materialului pe fundul și pere ții laterali ai jgheabului.
Ca urmare, se c onsider ă că tot stratul de material este antrenat în mișcare, într-un flux continuu și
fără mișcări interioare ale particulelor. Excep ție fac straturile limitrofe acestor suprafe țe care,

înregistreaz ă o ușoară rămânere în urm ă. Pentru a avea realizate aceste condi ții, trebuie ca viteza
liniar ă a transportorului cu raclete s ă nu dep ășească 0,2-0,3 m/s.
Aceste transportoare pot realiza trasee de transport drepte, curbe, de la orizontal ă și până la
transportul pe vertical ă (fig. 1.27.). Jgheabul 7 prezint ă în sec țiune dou ă compartimente,
separate de placa 5, din care unul este plin cu material iar cel ălalt este gol. Prin ele înainteaz ă
organul flexibil de trac țiune cu raclete 6 și care se reazem ă pe pere ții jgheabului. Alimentarea cu
material se face prin p âlnia 3 iar evacuarea prin gura 4. La partea superioar ă este prev ăzută roata
de ac ționare 1 iar întinderea este realizat ă cu roata 2.

Fig. 3.40. Traseu realizat de transportoarele cu raclete
Lățimea de lucru a transportorului cu flux discontinuu se determin ă din condi ția de productivitate.
Pentru o dispunere cu pasul a a racletelor și pentru un coeficient de umplere cu material ψ , a cărui
valoare depinde de unghiul de pant ă al transportorului, masa lini ară de material va fi:
q = 1000Bhγ , [kg/m ]
unde B este l ățimea jgheabului, în m;
h- înălțimea racletelor, în m;
γ – masa volumetric ă a materialului, în t/m3
Productivitatea transportorului va fi: Q = 3,6qv = 3600γ ⋅ B ⋅ h ⋅ v ⋅ψ ⋅ k , [t/h]
De aici, pentru viteza lan țului cu raclete de 0,3 -0,6 m/s, se stabile ște lățimea jgheabului
care, mai trebuie s ă țină cont și de granula ția materialului transportat.
Pentru transportoarele cu flux continuu de material și deplasarea pe orizontal ă sau sub
unghiuri mici, productivitatea se poate determina cu rela ția: Q = 3600Bh γvψk1k2k3 , [t/h], unde
k1 este coeficientul de vitez ă, care ține cont de faptul c ă ea nu este egal ă pe toat ă secțiunea
transversal ăamaterialului(k1 =0,9); k2 – coeficientul de volum, ce ține cont de faptul c ă lanțul cu
raclete ocup ă o parte a spa țiului din jgheab ( k2 = 0,95 );

k3 – coeficientul de corec ție ce ține cont de sc ăderea gradului de umplere în raport c u panta
transportorului ( k3 = 1 pentru pante sub 100 și k3 = 0,9 pentru pante între 110 – 200).
Din rela ția de mai sus se ob ține l ățimea jgheabului transportorului cu raclete din condi ția de
productivitate.
În cazul transportoarelor cu raclete cu flux continuu pe vertical ă, rela ția productivit ății este afectat ă
de un coeficient de umplere corelat cu granula ția materialului: Q = 3600Bh γvψ ', unde h este
înălțimea sec țiunii jgheabului, în m. Pentru raportul B/h cuprins între 1 și 2 și viteza lan țului cu
raclete de 0,10 -0,25 m/s, coeficientul de umplere are valorile:
ψ ' = 0,5 pentru materiale cu granula ție < 0,5 mm;
ψ ' = 0,7 pentru materiale cu granula ție între 0,5 și 10 mm; ψ ' = 0,8 pentru materiale cu granula ție
între 10 și 60 mm.
La transportoarele cu flux continuu stratul de material fiind mai înalt dec ât înălțimea
racletei, pe l ângă rezisten țele prezentate p ână acum mai apare una datorat ă frecării materialului de
pereții laterali ai jgheabului. C ând transporto rul lucreaz ă sub un unghi α , pentru jgheabul de
înălțime h, înălțimea stratului de material se consider ă h / cos α . Greutatea materialului ce apas ă
pe fundul jgheabului determin ă o presiune medie pm pe acesta și pe pere ții laterali astfel c ă pentru
calcule se poate folosi rela ția: R4 = 2Lhp m μ.
La deplasarea materialului pe vertical ă R1 și R 2 sunt nule. Cu toate acestea, lan țul cu raclete
prezint ă niște frec ări cu pere ții jgheabului deoarece axa longitudinal ă a lan țului difer ă în spațiu de
direc ția de ac țiune a rezisten ței la înaintare. Din experien țele practice s -a stabilit c ă se poate
aproxima wcos α = 0,1, rezult ând o rezisten ță datorat ă frecării cu pere ții jgheabului de forma: R 2'
= 0 , 1 g q ' H, unde H este înălțimea de transport a materialului pe vertical ă.
O rezisten ță suplimentar ă mai apare și datorit ă frecării materialului cu pere ții jgheabului și care se
determin ă cu rela ția: R' ' = w' ' gqH , unde w’ ’ este rezisten ța specific ă datorit ă frecării materialului
cu pere ții jgheabului.
Celor dou ă rezisten țe li se mai adaug ă și cea datorat ă greut ății materialului, respectiv a lan țului cu
raclete, astfel c ă, rezisten ța la înaintare va fi: Rtot =g(q+q')H+0,1gq'H+w''gqH ; Şi în acest caz,
rezisten ței totale i se adaug ă cele ce apar pe por țiunea ne încărcată cu material, precum și cele
produse la trecerea peste ro ți de ac ționare și întindere, respectiv în zonele cu jgheab curb.

3.3. Transportor cu cupe
Transportoarele cu cupe se folos esc la transportul materialelor vrac, ele put ând realiza trasee
complexe închise, de la orizontal ă și până la vertical ă. Din punct de vedere constructiv (fig. 1.6.),
sunt alc ătuite dintr -un organ flexibil de trac țiune 3 (de obicei dou ă lanțuri cu eclise și role), pe care

sunt fixate cupele 4 pendulare și care, ca urmare a faptului c ă au centru de greutate sub axa de
suspendare, r ămân permanent în pozi ție normal ă cu fundul cupei în jos. În punctul cel mai de sus
al traseului este prev ăzută roata de ac ționare 1. Roata de întindere 2 și roțile de abatere sunt dispuse
în func ție de traseul ce trebuie realizat. Încărcarea cupelor cu material se face pe la partea inferioar ă
iar desc ărcarea se face în oricare alt punct al traseului , pentru aceasta fiind prev ăzut mecanismul
de basculare al cupelor 5.

Fig. 1.6 Transportorul cu cupe
În condi ții normale de lucru, viteza liniar ă a lan țului cu cupe este de 0,15 -0,4 m/s. Cupele au
capacit ăți cuprinse între 0,2 -3,5 litri, iar pasu l de montare al cupelor este cuprins între 0,2 -1 m.
Reducerea num ărului articula țiilor lan țului ar duce la m ărirea lungimii pasului, însă din cauza
forțelor dinamice mari care apar la ac ționare trebuie folosite mecanisme de egalizare sau se reduce
viteza sub 1,5 m/s.
Dimensionarea capacit ății cupelor se face din condi ția de productivitate. Dac ă se ține cont de faptul
că cupele sunt caracterizate prin coeficientul de umplere ψ , pasul de dispunere al cupelor este a,
în metri, iar materialul are masa volumetric ă γ , atunci din rela ția din care rezult ă capacitatea unei
cupe: i=𝑄𝑎
3,6𝑣𝛾𝜓 [l].
Cupele se dimensioneaz ă respect ând condi ția ca l ățimea lor s ă fie cel pu țin dublul dimensiunii
maxime a granulei caracteristice materialului.
Rezisten ța la înaintare a transportorului cu cupe se determin ă după acela și raționament ca la
transportoarele cu pl ăci. Pentru masa liniar ă a lan țului cu cupe se poate folosi rela ția simplificat ă:
q' = 150B + 40 , în kg/m , unde B este l ățimea cupelor, în m. Rezisten ța specific ă are acelea și valori
ca la transportoarele cu pl ăci, iar coeficientul de
frecare din lan ț, la trecerea peste ro țile de abatere, este μ1 = 0,35 − 0 ,45 .
Dimensionarea organului flexibil de trac țiune se face determin ând for țele din acesta prin
puncte și însumarea rezisten țelor. Totodat ă, se va face și verificarea rezisten ței lan țului la o for ță
de întindere S max + S din .

Calculul rezisten ței totale la înaintare a transportorului cu cupe, a puterii absorbite la roata motoare
și puterea motorului de ac ționare se determin ă cu rela țiile de la celelalte transportoare.
3.4. Transportor suspendat
Transportoarele suspendate sunt instala ții de transportat folosite, în mod deosebit, la abatoarele de
mare capacitate, realiz ând un circuit închis pe orice direc ție în spa țiu. Sunt alc ătuite dintr -un organ
flexibil de trac țiune, de regul ă un lan ț fără sfârșit, pe care, la partea inferioar ă, sunt dispuse la
distan țe egale dispozitive de suspendare a sarcinii (fig. 1.7.), de tipul c ârlige, c ărucioare sau alte
organe de suspendare a sarcinilor individuale. De partea superioar ă a lan țului s unt montate role
care permit deplasarea ansamblului pe o cale de rulare suspendat ă.
Lungimea unui transportor suspendat poate ajunge la valori de 2000 m, în func ție de necesit ăți.
Viteza de deplasare a organului flexibil se încadreaz ă în limitele 0 ,01-0,35 m/s. Dac ă în anumite
condi ții este necesar ă modificarea vitezei de lucru, în construc ția mecanismului de ac ționare este
prevăzut un variator de vitez ă. Mărimea sarcinii poate varia în limite foarte largi, de la c âteva
kilograme și până la câteva sute de kilograme (de exemplu, de la greutatea p ăsărilor și până la cea
a bovinelor). Pasul de dispunere a organelor de suspendare și viteza depind de tipul sarcinii și de
necesit ățile tehnologice, respectiv opera țiile care se exec ută la deplasarea sarcinilor cu
transportorul suspendat (asomare, jugulare, op ărire, p ârlire, jupuire, eviscerare, etc.).

Fig. 1.7 Transportor suspendat: 1 – cale de rulare; 2 – rola de rulare; 3 – organul flexibil de tractiune; 4 – organul de
suspendare a sarcinii; 5 – sarcina de transportat
Transportoarele suspendate sunt prev ăzute cu dispozitive de ac ționare, de întindere și de abatere,
tipul și num ărul acestora fiind impus de necesitatea realiz ării traseului de transport și a for ței de
tracțiune din lan ț.
Calea de rulare este realizat ă din profile laminate în form ă de I (cel mai utilizat în practic ă), U sau
T. Profilul I are un dezavantaj și anume faptul c ă obada ro ților de rulare trebuie s ă fie conic ă,
deoarece talpa profilului are aceia și înclina ție, efectul fiind apari ția unei rezisten țe suplimentare la
rulare și în final uzura crescut ă a căii de rulare. Cu bune rezultate se pot folosi și căi de rulare

compuse din dou ă profile cornier care, permit realizarea unor curbe cu raze mai mici și a unor
trasee în plan vertical. C ăile de rulare sunt suspendate la construc țiile unde sunt amplasate, fie de
tavan, fie pe st âlpi de sus ținere prev ăzuți cu console.
Ansamblul format din c ărucioare și organul flexibil de trac țiune au construc ția dependent ă de
forma traseului și de for ța de trac țiune necesar ă. În practic ă se folosesc urm ătoarele tipuri de
organe flexibile de trac țiune:
-lanțuri cu zale sudate din o țel rotund;
-lanțuri cu eclise și buc șe, mai rar și cu role;
-lanțuri forjate demontabile;
-cabluri de o țel, similare celor folosite la ma șinile de ridicat.
Fiecare dintre organele flexibile de trac țiune de mai sus au avantaje și dezavantaje, iar din
cauza alungirilor suferite în timp și a lung imii mari, necesit ă dispozitive de întindere pe m ăsură.
Cărucioarele care se deplaseaz ă pe calea de rulare pot fi active (c ând au montate pe ele un
dispozitiv de prindere sau suspendare a sarcinii) sau intermediare (c ând au rolul de a sus ține
organul flexibil de trac țiune între c ărucioarele active). La transportul sarcinilor mici se folose ște
căruciorul care are dispuse dou ă role, câte una de fiecare parte a șinei de rulare (fig. 1.28.), iar la transportul
sarcinilor mari se pot folosi c ărucioare cu role tandem (fig. 1.29.).

Fig. 1.28 C ărucior cu c âte o rolă pe Fig. 1.29 C ăruciorcu role tandem
fiecare parte a c ăii de rulare
Dispozitivele de abatere și întindere folosite la realizarea traseelor și întinderea organului flexibil
de trac țiune, trebuie s ă asigure raza minim ă necesar ă impus ă de m ărimea sarcinilor. Astfel, la
trecerea de pe un traseu orizontal la unul înclinat (fig. 1.30.),

Fig. 1.30. Calculul distan ţei dintre c ărucioare

ca urmare a apropierii sarcinilor trebuie respectat ă condi ția: a ≥ 1
𝑐𝑜𝑠𝛼𝑚𝑎𝑥 (lmax + d ) , unde 𝛼 este
pasul c ărucioarelor; lmax – lățimea maxim ă a sarcinii de transportat.

3.5. Transportor elicoidal
Transportoarele elicoidale pot fi folosite la transportul pe orizontal ă a materialelor v ărsate și
înclinate cu p ână la 200, pe distan țe de p ână la 30 m, dar sunt construc ții speciale care permit
transportul materialului chiar și pe vertical ă (fig. 1.9.).
Organul de lucru al transportorului este un melc a c ărui variante constructive se pot vedea în figura
3.61. De regul ă, diametrul exterior al spirei melcului are valori cuprinse între 150 -600 mm iar
turația variaz ă între 40 -200 rot/min. Melcul se execut ă cu un singur început, mai rar cu dou ă
începuturi, pasul spirei fiind egal cu diametrul, la materialele neabrazive sau 0,8 din diame tru la
materialele abrazive. Axul pe care se dispune spira poate fi plin sau tubular, iar pentru lungimi de
transport mari el se execut ă din tronsoane îmbinate și susținute pe lag ăre.
Jgheabul prin care se rote ște melcul se execut ă din tabl ă de oțel de 3 -6 mm grosime, între ele fiind
lăsat un intersti țiu de 3 -5 mm. De forma fundului jgheabului depinde m ărimea coeficientului de
umplere. Partea superioar ă a jgheabului este dreptunghiular ă, condi ție
în care se poate aplica un capac etan ș și interven ție rapid ă în caz de necesitate.

Fig. 1.9. Transportor elicoidal vertical: 1 – gură
evacuare; 2 – melc; 3 – jgheab cilindric; 4 – transportor
alimentare; 5 – mecanisme de antrenare
Fig. 1.10. Tipuri constructive de melci: a – cu elice
completă; b- cu elice cu spi ţe; c- cu lopeţi dispuse
elicoidal; d – cu margine din ţată.

La transportoarele elicoidale ce ridic ă materialul pe vertical ă melcul are spira cu elice complet ă și
jgheabul de form ă cilindric ă, total umplut cu material. Tura ția melcului se alege astfel încât
materialul din coloana vertical ă să fie ap ăsat pe peretele interior al jgheabului, iar prin frecarea lui

cu acesta se evit ă antrenarea odat ă cu melcul. Pe acest pr incipiu se pot realiza înălțimi de ridicare
de până la 15 m. Productivitatea transportorului elicoidal se determin ă plecând de la m ărimea
sarcinii liniare care, pentru un melc cu diametrul exterior D și diametrul axului d, este:
q=1000𝜋(𝐷−𝑑)2
4γψ [kg/m].
încare ψ estecoeficientuldeumplere; γ -masavolumetric ă a materialului ,
Viteza de deplasare a materialului în lungul transportorului este: v=𝑝𝑛
60 = 𝑘𝐷
60 n; unde n este tura ția
melcului, în rot/min; p – pasul melcului, în m (p = kD);
Dacă transportorul elicoidal lucreaz ă sub un unghi cuprins între 0 -200 atunci productivitatea sa va
fi afectat ă de un coeficient ce scade cu unghiul de înclinare, de la 1,0 pentru direc ția orizontal ă, la
0,65 pent ru un unghi de 200.
Rezisten ța la înaintare este datorat ă frecării materialului cu suprafa ța melcului și peretele
jgheabului, frecarea dintre granulele materialului ca efect al amestec ării sale, respectiv
componenta greut ății datorit ă pantei transportorului.
Pentru primele rezisten țe este greu de stabilit rela ții matematice și ca urmare, rezisten ța specific ă
w se g ăsește, determinat ă experimental, în tabele de specialitate. Consider ând transportorul
elicoidal , înclinat cu unghiul oarecare α , rezisten ța total ă la înaintare se poate calcula cu rela ția:
R = wgq(Lcosα ± Lsinα)= wgq(L H ± H)

3.6. Transportor gravitational
Sunt destinate transportului de materiale vrac sau buc ăți individuale folosind ca for ță motrice
acțiunea gravita ției, deplasarea av ând loc în sensul cobor ârii sarcinii. Planurile înclinate sunt
folosite la transportul sarcinilor individuale sau a materialelor v ărsate cu granula ție mijlocie și
mare și care se pot rostogoli. În cazul sarcini lor individuale unghiul de înclinare a planului trebuie
să aibă o valoare mai mare dec ât unghiul de frecare al materialului cu suprafa ța acestuia (fig.
1.15.), adic ă: mgsin α>Ff = μmg cosα ⇔ tgα > μ; în care μ este coeficientul de frecare al
material ului cu suprafa ța planului înclinat.

Fig. 1.14. Transportor gravita ţional cu şicane
Din rela ția precedent ă rezult ă că unghiul de înclinare α trebuie s ă fie mai mare dec ât

unghiul de frecare ρ (μ = tgρ ). Din motive de limitare a vitezei de cobor âre a sarcinii
( v < 2m / s ), unghiul planului înclinat trebuie s ă fie cu pu țin peste unghiul de frecare.
Pentru jgheaburi viteza de deplasare a materialului se determin ă în func ție de unghiul de
înclin are al acestora, folosind rela ția aproximativ ă: v = 5 √tgα [m/s], iar Productivitatea
transportoarelor gravita ționale cu jgheab se determin ă cu rela ția: Q = 3600 A 0 ψγv [t/h], unde A0
este sec țiunea jgheabului, în m2; Viteza de deplasare a material ului depinde de forma traseului
jgheabului. Pentru jgheabul rectiliniu o particul ă de material de mas ă mg aflat ă pe zona AB se va
pune în mișcare de cobor âre dac ă este îndeplinit ă condi ția: mg sinβ1 >μ0mg cosβ1, unde μ0 este
coeficientul de freca re în stare de repaus.

Transportoarele cu rulouri sunt folosite la transportul sarcinilor individuale și din punct de vedere
constructiv ele pot fi cu rulouri neac ționate sau cu rulouri ac ționate, caz în care sarcinile por fi
deplasate și în pant ă urcătoare.

Fig. 1.31. Rulouri pentru realizarea de trasee curbilinii
La construc ția și exploatarea transportoarelor cu rulouri trebuie avut în vedere faptul c ă distan ța
dintre dou ă rulouri trebuie aleas ă astfel încât fiecare sarcin ă să se sprijine pe cel pu țin dou ă rulouri.
În mod frecvent pasul de dispunere a rulourilor este de 100 -200 mm
și doar la transportul unor sarcini cu lungimi mari se poate dep ăși limita superioar ă.
Viteza de deplasare a sarcinilor sub efectul for ței gravita ționale este de 0,2 -0,5 m/s și pentru ca ea
să rămână constant ă pe toat ă lungimea transportorului, acesta trebuie s ă aibă o înclinare fa ță de
orizontal ă astfel încât componenta greut ății sarcinii ce determin ă mișcarea ei s ă fie egal ă cu
rezisten ța la înaintare.
Rezisten ța la înaintare este o sum ă de patru rezisten țe specifice și anume:
-rezisten ța datorat ă frecării de rostogolire a sarcinii pe rulo u;
-rezisten ța datorat ă frecării din lag ărele ruloului;
-rezisten ța datorat ă frecării de alunecare a sarcinii pe fiecare rulou întâlnit;
-rezisten ța datorat ă inerției fiec ărui rulou întâlnit de sarcin ă la deplasarea ei.

Transportorul cu role din figura 1.32. este de tipul cu toate rolele antrenate de la un electromotor,
prin intermediul unor transmisii cu lan ț, amplasate pe unul din capetele axelor rolelor.

Fig. 1.32. Transportor cu role antrenate
Transportorul din figura 1.33. are c âte o pereche de role antrenate (cele din dreptul picioarelor de
sprijin), restul fiind libere pe ax. Poate realiza trasee at ât rectilinii c ât și curbilinii, fiind de tipul
articulat și mobil.

Fig. 1.33. Transportor extensibil cu role par ţial antrenat

3.7. Transportor oscilant
Construc ția unui transportor oscilant este prezentat ă în figura 1.16. Materialul este introdus prin
pâlnia de alimentare în jgheabul înclinat și susținut de c ătre mai multe bra țe articulate , care este
antrenat în mișcare de c ătre un mecanism biel ă – manivel ă.

Fig. 1.16 Transportor iner ţial cu jgheab: 1 – jgheab; 2 – mecanism ac ţionare; 3 – bielă; 4- braţe articulate elastice .
Pe cursa de ducere, jgheabul prime ște o mi șcare de u șoară ridicare și de transla ție pe direc ția de
transport. Materialului îi va fi imprimat ă o accelera ție pe vertical ă și una pe orizontal ă. Pe cursa
de întoarcere, jgheabul va cobor î puțin și acest lucru va permite c a for țele de iner ție, generate de
cele dou ă accelera ții, să propulseze în continuare materialul pe direc ția de transport.
Pentru studiul cinematicii se ia ca model figura 1.34. Aici se consider ă că mecanismul de ac ționare
este de tipul biel ă – manivel ă, la care biela oscileaz ă aproape de direc ția orizontal ă. Viteza
imprimat ă jgheabului cu material va avea componenta orizontal ă ωr sin φ și care va imprima o
accelera ție ω2 r cos φ .

Fig. 1.34. Cinematica transportorului oscila
Datorit ă înclin ării jgheabului, accelera ția total ă a’ va fi înclinat ă cu unghiul α pe toat ă lungimea
sa. Va rezulta o accelera ție pe vertical ă de forma ω2 r cos φtgα . Amplitudinea oscila țiilor este
mică și prin urmare, se poate considera c ă unghiul α este constant, astfel c ă diagrama vitezei
imprimat ă jgheabului în func ție de unghiul de rota ție φ va fi o sinusoid ă, iar a accelera ției o
cosinusoid ă. În realitate particulele aflate pe suprafa ța jgheabului, ca urmare a accelera ției
verticale, e xercit ă o for ță de ap ăsare care, pentru o mas ă de 1 kg este: N= 1+1
𝑔 ω2 rcosφtgα

3.8. Transportor cu placi
Transportoarele cu pl ăci servesc la transportul materialelor v ărsate sau a sarcinilor individuale.
Din punct de vedere constructiv, transportorul cu pl ăci are acelea și părți componente ca și cel cu
band ă, cu deosebirile specifice. Astfel, banda de transport este alc ătuită dintr -o serie de plăci din
tablă de oțel sau din lemn, sus ținute între dou ă lanțuri de trac țiune de tipul cu eclise, cu buc șe și
role. Rolele care sus țin greutatea benzii de transport cu materialul aferent pe ramura activ ă, ruleaz ă
atât la ducere c ât și la întoarcere pe șine fixate de batiul transportorului. Ac ționarea celor dou ă
lanțuri se face cu ro ți poligonale la extremitatea de desc ărcare a materialului, la cel ălalt cap ăt fiind
prevăzute ro țile de întindere. Încărcarea materialului se face printr -o pâlnie iar desc ărcarea prin
cădere liber ă într-un jgheab de primire. Plăcile care alc ătuiesc banda de transport pot avea diverse
forme (fig. 1.17.). și pot fi dispuse distan țate sau form ând un tablier continuu prin suprapunerea
plăcilor, astfel ca materialul s ă nu se piard ă prin intersti țiile pl ăcilor, dar și pentru ca acestea s ă
poată urmări încovoierea lan țului pe ro țile de cap ăt.

Fig. 1.17. Tipuri de pl ăci: a- plăci de lemn; b – plăci fără bordur ă; c- plăci cu bordur ă.

Plăcile care alc ătuiesc banda de transport pot avea diverse forme (fig. 1.17.). și pot fi dispuse
distan țate sau form ând un tablier continuu prin suprapunerea pl ăcilor, astfel ca materialul s ă nu se
piard ă prin intersti țiile pl ăcilor, dar și pentru ca acestea s ă poată urmări încovoierea la nțului pe
roțile de cap ăt.
Reținerea materialului la pl ăcile f ără bordur ă este asigurat ă de dou ă borduri fixe (fig. 1.35.),
montate longitudinal, fapt care duce la cre șterea rezisten ței la înaintare a transportorului ca efect
al frec ării mate rialului cu acestea.
Tablierul transportoarelor cu pl ăci, cu sau f ără borduri fixe, poate fi realizat din pl ăci drepte (fig.
1.36.) sau ondulate (fig. 1.37.), diferen ța dintre ele const ând în modul de realizare a etan șeității
articula țiilor pl ăcilor.
Construc ția plăcilor cu bordur ă poate fi de tipul cu borduri plane (fig. 1.38.), cu borduri ondulate
(fig. 1.39.), cu borduri ondulate ad ânci (fig. 1.40.) sau cu cutii (fig. 1.41.).

Fig. 1.35. Transportor cu pl ăci cu borduri fixe Fig. 1.36. Transportor cu pl ăci cu tablier din pl ăci
drepte

Fig. 1.37. Transportor cu pl ăci plane ondulate Fig. 1.38. Plăci cu borduri

Fig. 1.39. Plăci cu borduri ondulate Fig. 1.40. Plăci cu borduri ondulate ad ânci

Fig. 1.41. Plăci de tipul cutii

ățimea de lucru a transportorului cu pl ăci, în cazul sarcinilor individuale, este determinat ă de
dimensiunea maxim ă (a) a sarcinilor și ea se alege în mod similar ca la transportorul cu band ă:
B≥a+0,1 [m]

4. Calculul sistemelor de transfer
4.1. Prezentarea generală a utilajului

Fig. 4.1 Transportor cu band ă
1 – Carcasă 7 – Tobă de întindere 13 – Suport cap întindere 19-Material transportat
2 – Tobă acţionare 8 – Cărucior 14- Role inferioare
3 – Band ă 9 – Cablu de întindere 15 – Motor electric
4 – Role superioare 10 – Rolă de ghidare 16 – Construc ţie metalic ă
5 – Suport role 11 – Contragreutate 17 – Cuplaj
6-Pâlnie alimentare 12 – Cadru sistem
întindere 18 – Reductor

Fig 4.2 Schema transportorului

Fig. 4.3 Ac ţionarea transportorului

Transportoarele cu band ă se utilizeaz ă pentru transportul pe orizontal ă sau pe direc ție înclinat ă
față de orizontal ă cu un unghi de 5 -25゜, atât a sarcinilor v ărsate c ât și a sarcinilor în buc ăți. De
asemenea traseul pe ca re lucreaz ă transportorul poate fi combinat, fiind format din zone orizontale,
zone înclinate, unite între ele cu zone curbe.
Ţinând seama de rezisten ța benzilor, lungimea maxim ă a transportoarelor cu band ă s-a limitat la
250-300 m. In cazul în care sarcina trebuie s ă fie transportat ă pe distan țe mai mari, se utilizeaz ă o
instala ție de transport compus ă din mai multe transportoare care se alimenteaz ă în serie. In cazul
transportoarelor înclinate, unghiul de înclinare al benzii se ia în funcție de propriet ățile sarcinilor
transportate, de unghiul de frecare al materialului transportat cu banda, de m ărimea unghiului de
taluz natural, de viteza de transport și de modul de alimentare al transportului.
Se recomand ă ca unghiul de înclina re al benzii s ă fie cu 10 -15゜mai mic dec ât unghiul de frecare
al materialului cu banda, pentru a se evita alunecarea materialului în timpul transportului, datorit ă
șocurilor .
4.2. Dimensionarea benzii
Pentru determinarea l ățimii benzii se utilizeaz ă relația productivit ății pentru banda plat ă:
Πm =150B2 ⋅v⋅ρ⋅ψ [t/h]
sau pentru banda jgheab:

Πm =270B2 ⋅v⋅ρ⋅ψ [t/h]
Unde: B – lățimea benzii [m];
v – viteza de transport [m/s];
ρ – densitatea materialului [t/m3];
ψ – coeficient de umplere;
In cazul benzilor plate încărcate cu material m ărunt ψ = 0,427, iar în cazul sarcinilor în buc ăți
ψ = 0,305. Pentru banda în form ă de jgheab coeficientul de umplere depinde de felul
materialului și de condi țiile de lucru; ψ = 0,4 -0,6 pentru s arcini în buc ăți, iar ψ = 0,5 – 0,75
pentru sarcini în vrac.
Dimensiunea rezultat ă din calcule se standardizeaza conform tabelului 2.1. Se calculeaz ă
grosimea benzii în func ție de num ărul straturilor de țesătură:
δ=a⋅i+δ1+δ2
Valoarea calculat ă se rotunje ște la un num ăr întreg unde:
a – grosimea stratului de țesătură de bumbac inclusiv a cauciucului care serve ște la lipirea
straturilor, a = 1,25 – 2,3 mm;
i – numărul straturilor de țesătură de bumbac;
δ1-grosimea stratului de cauciuc de pe suprafa ța de lucru a benzii, δ1=2 -6 mm; δ2-grosimea
stratului de cauciuc de pe suprafa ța nelucrat ă a benzii, δ2=1 -2 mm;

Lățimea
benzii B
[mm] 300 400 500 650 800 1000 1200 1400 1600
Nr.straturilor
de țesătură 3-4 3-5 3-6 3-7 4-8 5-10 6-12 7-12 8-13

Tabelul 2.1 -Dimensiunile benzilor

Fig 4.4 Sec ţiuni ale benzilor textile cauciucate

1 – înveli ș de cauciuc cu rol de suprafa ţă de lucru; 2 – ţesătură de ap ărare (ce poate lipsi), 3 -strat de rezisten ţă la
tracţiune; 4 – inser ţii textile; 5 – strat de cauciuc cu rol de suprafa ţă de sprijin; 6 – plasă de sârmă; 7 – strat de
azbest; 8 – cabluri metalice.

4.3. Dimensionarea tobelor
Pentru antrenarea benzilor c auciucate c ât și a celor din o țel se utilizeaz ă tobe de ac ționare ale c ăror
forme și dimensiuni sunt standardizate în STAS 7541 -86 și tobe de deviere ale c ăror forme și
dimensiuni sunt standardizate în STAS 7540 -86.
Tobele de ac ționare au rolu l de a pune banda în mișcare ca urmare a frec ării cu banda, iar cele de
deviere au rolul de a m ări unghiul de înfășurare al benzii pe tob ă.
Tobele pentru antrenarea benzilor se execut ă fie din font ă mărcile Fc250; Fc150, turnate dintr -o
singur ă bucat ă, (fig.4.5.a), fie în construc ție sudat ă din tabl ă și profile laminate (fig.4.5.b).
Pentru a se m ări aderen ța benzii la suprafa ța tobei aceasta din urm ă se căptușește uneori cu cauciuc
sau cu lemn. Pere ții tobei din font ă se execut ă cu grosimea de 10 mm pentru diametre mai mici de
750 mm; grosime de 12 mm pentru diametre cuprinse între 750 și 900 mm; grosimea de 15 mm
pentru d iametre peste 900 mm. Pentru a se evita alunecarea lateral ă a benzii cauciucate, toba se
execut ă mai bombat ă spre partea de mijloc.

Fig. 4.5 Tobe, variante constructive.
Diametrul tobelor pentru benzi cauciucate se stabile ște pe baza rela țiilor:
– pentru tobe de ac ționare: D ≥ (125 − 150) ⋅ i
– pentru tobele de deviere: D ≥ (76 − 100) ⋅ i
unde i – numărul de straturi al benzii.

Diametrul tobelor pentru benzi din o țel se stabile ște cu rela ția: D = (800 -1200) δ
unde δ – grosimea benzii [mm].
Se recomand ă folosirea tobelor de diametre mari, pentru mic șorarea uzurii benzii cauciucate.
Lățimea tobelor se stabile ște în func ție de l ățimea benzii și anume:
– pentru benzile cauciucate sau din plas ă de sârmă: L = 1,2B
– pentru benzile din o țel laminat: L = 0,8B
unde B – lățimea benzii [mm].

4.4. Dimensionarea rolelor
In scopul mic șorării săgeții benzii, între toba de ac ționare și cea de întindere, banda se s prijin ă pe
role. Mi șcarea de rota ție a rolelor în jurul axului lor se realizeaz ă datorit ă frecării lor cu banda.
Rolele se execut ă turnate sau în construc ție sudat ă (fig.4.6 a și b), mont ându- se de obicei libere
pe ax, prin intermediul rulmen ților, mai rar pe lag ăre de alunecare.
In figura 4.6a se prezint ă montajul unei role pentru sus ținerea benzii cauciucate, iar în figura 4.6b
este prezentat montajul unei role pentru sus ținerea benzii din o țel.

Fig. 4.6 Montajul rolelor de sus ţinere a benzii

La transportul materialelor varsate cu ajutorul benzilor cauciucate, pentru ramura încărcată în
cazul benzilor cu l ățimi mai mari de 780 mm se folosesc reazeme cu trei role. Transportoarele din
silozuri au în general banda sub form ă de jgeab, banda fiind îndoit ă numai pe ramura încărcată
(activ ă) în care încape mai mult produs dec ât pe banda plat ă. Ramura activ ă se sprijin ă pe trei role
de sus ținere, iar ramura de întoarcere pe o rol ă simpl ă (fig. 4.7). Rolele de sus ținere se monteaz ă
la o distan ță de circa 1,5 m pe lungimea benzilor cu l ățimi cuprinse între 400 și 800 mm. La l ățimi
între 1000 -1600 mm distan ța dintre role se mic șoreaz ă la circa 1,2 -1,3 m.

In cazul benzilor cauciucate, distan ța dintre rolele de sus ținere, pentru ramura încărcată, se poate
determina și în func ție de greutatea specific ă a materialului transportat și de l ățimea benzii, cu
următoarele rela ții:

l′ =1750 − 0,625B[mm ] pentru γ ≤104 [N/m3 ]
l′ =1650 − 0,625B[mm] pentru γ = (1 -1,5)⋅104 [N/m3 ]
l′ =1550 − 0,625 B [mm] pentru γ = (1,5 − 2) ⋅104 [N/m3 ]
In tabelul 2.2 sunt prezentate dimensiunile rolelor în func ție de l ățimea benzii.
Tipul rolei Dimensiunile rolei Lățimea benzii B [mm]
300-600 800-1000 >1000
Role pe rulmen ți, pentru benzi
cauciucate Diametrul D r [mm] 76-108 108-160 108-160
Lungimea L r [mm] B+100 B+150 B+200
Lagăre de alunecare Diametrul D r [mm] 200 200 200
Role pentru benzi de o țel Diametrul D r [mm] 180-300 180-300 180-300
Tabelul 2.2 Dimensiunile rolelor de sus ţinere a benzii
Pentru sarcini în buc ăți cu o greutate mai mare de 500 N, distan ța se alege astfel încât sarcina s ă
se sprijine pe cel pu țin dou ă role. Pentru sarcini cu greut ăți cuprinse între 100 și 500 N, distan ța
dintre role se alege 800 mm, iar pentru sarcini mai mici se alege 1000 mm.
Pentru sus ținerea p ărții desc ărcate se va alege în cazu l sarcinilor în buc ăți, distan ța dintre role egal ă
cu 2000 -3000 mm, iar pentru cele m ărunte 2500 -3000 mm.
In cazul benzilor din o țel distan ța dintre role se alege în func ție de greutatea încărcăturii pe metru
liniar de band ă, conform recomand ărilor din tabelul 2.3.
Greutatea încărcăturii
[N/m] 50 75 90 135 220 500
Pasul
rolelor
[mm] pentru
partea
încărcată 3000 2500 2000 1500 1000 580
pentru
partea
neîncărcată 4000
Tabelul 2.3 Distan ţa dintre role în cazul benzilor din o ţel
Atât pentru benzile cauciucate c ât și pentru cele metalice, distan ța dintre role la locul de încărcare
a materialului pe band ă se ia de obicei de dou ă ori mai mic ă decât cea normal ă.
4.5. Forțele în punctele caracteristice ale traseului
În cazul transportorului din figura 4.8, împărțind traseul în tronsoane se poate scrie:

Fig. 4.8 Forţele din ramurile benzii transportorului cu band ă
S1 =Sd
S2 =S1 +W 12
S3 =K g ⋅S2
S4 =S3 +W 34
Si =Sd ⋅eμα
Din rezolvarea sistemului de ecua ții rezult ă:
Si = eμα(𝐾𝑔𝑊12+𝑊34)
eμα−𝐾𝑔
Sd = 𝐾𝑔𝑊 12+𝑊34
eμα−𝐾𝑔
Unde:
W12 – rezisten ța la deplasare pe tronsonul 1 -2 [N];
W34 – rezisten ța la deplasare pe tronsonul 3 -4 [N];
μ – coeficient de frecare între band ă și toba de ac ționare;
α – unghi de înfășurare al benzii pe tob ă [rad];
Kg – coeficient de rezisten ță la înfășurare pe toba de întindere sau ghidare;
Kg = 1,03 pentru lag ăre pe rulmen ți cu bile;
Kg = 1,0 4-1,06 pentru lag ăre de alunecare.

In tabelul 2.4, se dau valorile coeficientului de frecare în func ție de felultobelor și condi țiile de
lucru.
Natura
suprafe ței tobei
și condi țiile
mediului de
lucru μ e μ α pentru unghiul de înfășurare αo
180 210 240 300 360 400
Tobă strunjit ă în
mediu extrem de
umed 0,1 1,37 1,44 1,52 1,69 1,87 2,01
Tobă strunjit ă,
mediu foarte
umed 0,15 1,6 1,73 1,87 2,19 2,57 2,85
Tobă strunjit ă,
mediu umed 0,2 1,87 2,08 2,31 2,85 3,61 4,04

Tobă strunjit ă
mediu uscat 0,3 2,56 3,00 3,51 4,81 6,69 8,14
Tobă căptușită
cu lemn, mediu
uscat 0,35 3,00 3,61 4,33 6,72 9,02 11,5
Tobă căptușită
cu cauciuc,
mediu uscat 0,4 3,51 4,33 5,34 8,12 12,35 16,41
Tabelul 2.4 Valorile coeficientului de frecare între band ă și tobă și a factorului e μ α
Rezisten țele la deplasare se calculeaz ă cu rela țiile:
– pentru ramura încărcată: W =(q+q +q' )Lcos β⋅w±(q+q +q' )Lsin β
– pentru ramura desc ărcată: W =(q +q" )Lcos β±(q +q")Lsin β
Semnul (+) este pentru mi șcare ascendent ă, semnul ( -) este pentru mi șcare descendent ă. In cazul
deplas ării pe orizontal ă β = 0.
Unde:
w – coeficient de rezisten ță la deplasare; w = 0,02 ÷ 0,03, pentru transportoare sta ționare;
β – unghi de înclinare al transportorului;
L- lungimea transportorului [m].

Greutatea încărcăturii pe metru liniar q [N/m], se determin ă din rela ția productivit ății gravimetrice:
ΠG =3600 ⋅q⋅v=103 ⋅Πm ⋅g [N/h]
q = Πm∗g
3,6∗𝑣 [N/m]
unde:
v – viteza de transport [m/s]
Π m – productivitatea masic ă [t/h];
g – accelera ția gravita țional ă [m/s2].
Greutatea pe metru liniar a benzii qB [N/m], se calculeaz ă cu rela ția:
qB=(1,1-1,3)g ⋅B⋅δ
unde:
B – lățimea benzii [m];
δ – grosimea benzii [mm];
g – accelera ția gravita țional ă [m/s2].
Greutatea rolelor pe metru liniar q'r [N/m], pentru zona încărcată se calculeaz ă cu rela ția:
q'r = 𝐺𝑟
𝑙′
Greutatea rolelor pe metru liniar q"r [N/m], pentru zona desc ărcată se calculeaz ă cu rela ția:

q'r = 𝐺𝑟
𝑙′′
unde:
Gr – greutatea unei role [N];
l' – distan ța dintre role pe zona încărcată [m];
l" – distan ța dintre role pe zona desc ărcată [m].
Greutatea unei role se poate determina cu rela ția:
G =6000(B+Y)D r2 [N]
unde:
B – lățimea benzii [m];
Dr – diametrul rolei [m];
Y = 0,6 pentru banda plat ă și role din font ă;
Y = 0,4 pentru banda plat ă și role sudate;
Y = 0,7 pentru banda jgheab și role din font ă;
Y = 0,45 pentru banda jgheab și role sudate.

4.6. Verificarea benzii
După determinarea for țelor în band ă se verific ă rezisten ța acesteia, cu ajutorul rela ției:
q’ef = 𝑆𝑚𝑎𝑥
𝐵∗𝑖 ≤ q’a
unde:
B – lățimea benzii [m];
i – numărul de inser ții;
Smax – forța maxim ă din band ă [N];
q'a- sarcina specific ă admisibil ă [N/m].
Sarcina specific ă admisibil ă a benzii se determin ă în func ție de rezisten ța specific ă la rupere a
benzii q'r și de un coeficient de siguran ță admisibil c a.
Forța maxim ă din band ă este for ța maxim ă din ramura ce se înfășoară pe toba de ac ționare,
determinat ă cu rela ția:
q'a = q′r
𝑞𝑎
Rezisten ța specific ă la rupere a benzii este q' r = 54.103 N/m pentru benzi cu inser ție de bumbac
de calitate obi șnuită și q'r = 113.103 N/m pentru benzile cu inser ție de calitate deosebit ă.
Coeficientul de siguran ță este în func ție de num ărul de inser ții, el cresc ând cu acesta, datorit ă
repartiției inegale a efortului între inser ții.

Coeficientul de siguran ță are valori ridicate datorit ă neomogenit ății materialului și se adopt ă din
tabelul 2.5.
Num ăr inser ții 3 4…5 6…8 9…11 12…14
Coeficient de
siguran ță ca 9 9,5 10 10,5 11
Tabelul 2.5 Valorile coeficientului de siguran ţă ca
4.7. Alegerea motorului electric si verificarea la demaraj
Puterea necesar ă acționării transportorului cu band ă depinde de sarcinile utile (greutatea
materialului, greutatea benzii, greutatea rolelor), de rezisten țele la deplasare, de rezisten țele pasive
(pierderile prin frecare) și se determin ă pe baza rela ției:
Pnec = 𝐹𝑝∗𝑣
1000 ∗𝜂 [kW]
Fp = S i – Sd +W a
unde:
Fp – forța la periferia tobei de ac ționare [N];
v – viteza transportorului [m/s];
Si – forța în ramura ce se înfășoară pe toba de ac ționare [N];
Sd – forța în ramura ce se desf ășoară de pe toba de ac ționare [N];
Wa – rezisten ța la înfășurare pe organul de ac ționare [N];
η – randamentul global al transmisiei mecanice de la motor la tob ă.
η =η reductor ⋅ηtoba
ηtoba = 1
1+𝑊𝑏(2𝑘−1)
unde:
Wb- coeficient de rezisten ță al tobei, wb = 0,03 -0,05;
k – coeficient ce depinde de unghiul de înfășurare al benzii pe tob ă (tabelul 2.6).
Rezisten ța la înfășurare a benzii pe toba de ac ționare se determin ă cu rela ția:
Wa=K a(Si -Sd)
unde:
Ka – coeficient de rezisten ță la înfășurare pe organul de ac ționare;
Ka=0,01 -0,02 pentru benzi textile cauciucate;
Ka=0,04 -0,06 pentru benzi metalice;
Si – forța în ramura ce se înfășoară pe organul de ac ționare [N];
Sd – forța în ramura ce se desf ășoară de pe organul de ac ționare [N].

Puterea calculat ă cu relatia P nec = 𝐹𝑝∗𝑣
1000 ∗𝜂 [kW] se poate majora cu (15 -20)% pentru a se ține seama
și de alte rezisten țe suplimentare cum ar fi rezisten ța la încărcare, rezisten ța la desc ărcare în cazu l
descărcării cu plug sau cu c ărucior. In func ție de puterea rezultat ă se va alege un motor
corespunz ător, cu condi ția ca puterea nominal ă a motorului ales s ă fie mai mare sau cel pu țin egal ă
cu puterea necesar ă calculat ă (Pn ≥ P nec.).

Tipul tobei Unghiul de înfășurare
180 190 200 205 210 220
Metalic ă
neted ă 1,84 1,78 1,72 1,69 2,67 1,62
Căptușită 1,5 1,45 1,42 1,4 1,38 1,35
Tabelul 2.6 Valoarea coeficientului k, în func ţie de unghiul de înfășurare
Motorul ales este din seria unitar ă de motoare asincrone trifazate cu rotorul în scurt circuit, de uz
general, simbolizat ă prin grupul de litere ASI, a c ăror accep ție este urm ătoarea:
A – motor asincron trifazat;
S – rotor în scurt circuit;
I – constructie închis ă (capsulat ă).
Tipul motorului se identific ă prin acest simbol urmat de un grup de cifre și o
literă majuscul ă, pentru indicarea seriei de gabarite c ăreia îi apar ține motorul și o cifr ă care
reprezint ă numărul de poli ai ma șinii.
De exemplu, simbolul ASI 250M -60-4 înseamn ă:
ASI–motorasincrontrifazatcurotor înscurtcircuit, înconstruc țieînchis ă (IP44);
250 M – gabaritul 250 mm de la planul t ălpilor de fixare, iar motorul este executat în lungimea
medie (exist ă, în general, trei lungimi pentru fiecare gabarit: S – scurt ă, M – medie, L – lungă);
60 – diametrul cap ătului de arbore în mm;
4 – numărul de poli ai motorului, care indic ă turatia de sincronism, respectiv 1500 rot/min.

Forma construct ivă a motorului electric, în varianta constructie cu t ălpi, este prezentat ă în figura
4.9; în tabelul 2.7 sunt prezentate caracteristicile tehnice, iar în tabelul 2.8 sunt prezentate
dimensiunile de gabarit.

Fig. 4.9 Motor electric seria ASI cu fi xare pe t ălpi

Tabelul 2.7 Motoare electrice asincrone cu rotor în scurtcircuit. Caracteristici tehnice.
2p = 2 n = 3000rot/min (tura ţie de sincronism)
Tip motor Putere
nominal ă
Pn [kW] Tura ție
nominal ă nn
[rot/min] 𝑀𝑝
𝑀𝑛 𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑀𝑛 Moment de
girație
(GD2 )
[N·m2] Masa
[kg]

ASI 71 -14-2 0,37 2700 1,9 2,2 0,025 6,3
ASI 71 -14-2 0,55 2700 1,9 2,2 0,0239 7
ASI 80 -19-2 0,75 2750 1,9 2,2 0,0364 11,3
ASI 80 -19-2 1,1 2750 2 2,2 0,0465 12
ASI 90S -24-2 1,5 2750 2 2,2 0,12 19,5
ASI 90L -24-2 2,2 2820 2 2,2 0,15 22,5
ASI 100L -28-2 3 2780 2,2 2,4 0,3 29
ASI 112M -28-2 4 2850 2,2 2,4 0,37 39
ASI 132S -38-2 5,5 2910 2 2,2 0,58 54
ASI 132S -38-2 7,5 2890 2 2,2 0,77 61
ASI 160M -42-2 11 2890 1,8 2,2 1,82 100
ASI 160M -42-2 15 2930 1,8 2,2 2,62 114
ASI 160L -42-2 18,5 2930 1,8 2,2 4,61 126
ASI 180M -48-2 22 2930 1,8 2,2 3,74 156
ASI 200L -55-2 30 2940 1,8 2,2 7,99 206
ASI 200L -55-2 37 2920 1,8 2,2 9,09 230
ASI 225M -55-2 45 2930 2,3 2,5 14 385
ASI250M -60-2 55 2930 2,3 2,5 16 420
ASI 280S -65-2 75 2950 2,2 2,4 28 550
ASI 280M -65-2 90 2950 2,1 2,3 31 620

p=4 n = 1500 rot/min (tura ţie de sincronism)

Tip motor Putere
nominal ă
Pn [kW] Tura ție
nominal ă nn
[rot/min] 𝑀𝑝
𝑀𝑛 𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑀𝑛 Moment de
girație
(GD2 )
[N·m2] Masa
[kg]

1 2 3 4 5 6 7
ASI 71 -14-4 0,25 1350 1,6 2 0,0336 6,3
ASI 71 -14-4 0,37 1350 1,6 2 0,0451 7,5
ASI 80 -19-4 0,55 1350 1,8 2 0,0569 10,1
ASI 80 -19-4 0,75 1350 1,8 2,2 0,0569 12,2
ASI 90S -24-4 1,1 1390 2 2,2 0,125 19
ASI 90L -24-4 1,5 1425 2 2,2 0,230 22
ASI 100L -28-4 2,2 1420 2,2 2,4 0,280 27
ASI 100L -28-4 3 1420 2,2 2,4 0,420 32

2p = 6 n = 1000 rot/min (tura ţie de sincronism)
Tip motor Putere
nominal ă
Pn [kW] Tura ție
nominal ă nn
[rot/min] 𝑀𝑝
𝑀𝑛 𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑀𝑛 Moment de
girație
(GD2 )
[N·m2] Masa
[kg]

ASI 80 -19-6 0,37 890 1,6 2 0,067 10,6
ASI 80 -19-6 0,55 900 1,7 2 0,084 12,3
ASI 90S -24-6 0,75 940 12,8 2,2 0,23 19
ASI 90L -24-6 1,1 940 2 2,2 0,28 22,5
ASI 100L -28-6 1,5 930 2 2,2 0,74 31
ASI 112M -28-6 2,2 950 2 2,2 0,93 40
ASI 132S -38-6 3 955 1,8 2 1,57 61
ASI 132M -38-6 4 960 1,8 2 1,93 72
ASI 132M -38-6 5,5 960 1,8 2 2,06 74
ASI 160M -42-6 7,5 960 1,8 2 4,47 110
ASI 160L -42-6 11 960 1,6 2 6,13 115
ASI 180L -48-6 15 960 1,6 2 5,82 144
ASI 200L -55-6 18,5 970 1,6 2 10,4 169
ASI 200L -55-6 22 970 1,6 2 10,2 186
ASI 225M -60-6 30 975 2,4 2,6 40 360
ASI250M -65-6 37 975 2,6 2,8 48 430
ASI280S -75-6 45 980 2,4 2,6 72 500
ASI280M -75-6 55 980 2,4 2,6 91 580
ASI315S -80-6 75 980 2,2 2,4 123 690
2p = 8 n = 750 rot/min (tura ţie de sincronism)
Tip motor Putere
nominal ă
Pn [kW] Tura ție
nominal ă nn
[rot/min] 𝑀𝑝
𝑀𝑛 𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑀𝑛 Moment de
girație
(GD2 )
[N·m2] Masa
[kg]

ASI 100L -28-8 0,75 705 1,7 2 0,31 23
ASI 100L -28-8 1,1 705 1,7 2 0,74 35
ASI 112M -28-8 1,5 705 1,7 2 0,73 39
ASI 132S -38-8 2,2 710 1,7 2 1,92 60
ASI 132M -38-8 3 710 1,7 2 2,39 71
ASI 160M -42-8 4 720 1,7 2 4,66 89
ASI 160M -42-8 5,5 708 1,7 2 4,66 97
ASI 160L -42-8 7,5 708 1,6 2 6,88 121
ASI 180L -48-8 11 720 1,6 2 6,91 146
ASI 200L -55-8 15 720 1,6 2 11,22 184
ASI 225S -60-8 18,5 730 2 2,2 36 340
ASI 225M -60-8 22 730 2,2 2,4 40 360
ASI 250M -65-8 30 730 2,2 2,4 48 430
ASI 280S -75-8 37 730 2,2 2,4 91 570
ASI 280M -75-8 45 730 2,3 2,5 101 625
ASI 315S -80-8 55 730 2,3 2,5 123 690

Tabelul 2.8 Dimensiuni de gabarit ale motoarelor electrice
Gabarit A AA AB B BB D E H HD K L
80 19 125 40 165 100 140 19 40 80 – 9 263
90S24 140 50 190 100 132 24 50 90 – 8 303
90L24 140 50 190 125 151 24 50 90 – 8 328
100L28 160 52 212 140 130 28 60 112 – 10 370
112M28 190 55 245 140 180 38 60 132 305 10 388
132S38 216 68 278 140 192 38 80 132 305 10 452
132M38 216 52 278 178 230 38 80 132 305 10 490
160M42 254 70 324 2110 260 42 110 160 372 14 608
160L42 254 70 324 254 304 42 110 160 372 14 640
180M48 279 70 349 241 300 48 110 180 403 14 642
180L48 279 70 349 279 358 48 110 180 403 14 680
200L55 318 75 393 305 360 55 110 200 457 18 760
225S55 356 100 440 286 430 55 110 225 560 19 835
225S60 356 100 440 286 430 60 140 225 560 19 865
225M55 358 100 440 311 430 55 110 225 560 19 835
225M60 356 100 440 311 430 60 140 225 560 19 865
250M60 406 95 490 349 485 60 140 250 590 24 895
250M60 408 95 490 349 485 65 140 250 590 24 895

La demaraj, în afara rezisten țelor statice determinate de for țele utile, apar și sarcini dinamice
determinate de for țele și momentele de iner ție ale maselor cu mi șcare de transla ție și de rota ție.
Este necesar s ă se efectueze verificarea motorului ales la suprasarci nă în timpul demarajului.
Puterea dezvoltat ă de motorul de ac ționare în perioada de demaraj, va fi dat ă de rela ția:
Pd = 𝐹𝑝𝑑 ∗𝑣
1000 ∗𝜂 [kW]
Pentru ca motorul ales s ă funcționeze în perioada demarajului f ără să se supra încălzeasc ă, este
necesar s ă fie îndeplinit ă inegalitatea:
𝑃𝑑
𝑃𝑛≤1,7…2 sau Mdem ≤Mmax
unde:
Pn – puterea nominal ă de catalog a motorului electric ales [kW];
Mdem – momentul dezvoltat la arborele motor în perioada demarajului [Nm];
Mmax – momentul maxim pe care îl poate dezvolta motorul electric,
caracteristic ă de catalog a motorului ales [Nm].
Forța la periferia tobei de ac ționare, corespunz ătoare demarajului se va
determina cu rela ția:
Fpd =Smax −Sd +W a
unde:
Sd – forța din r amura ce se desf ășoară de pe toba de ac ționare;
Wa – rezisten ța la înfășurare pe organul de ac ționare.
Sd și W a sunt determinate pe baza solicit ărilor corespunz ătoare regimului stabil
de func ționare
Ca urmare a existen ței sarcinilor dinamice, în perioada de demaraj for ța maxim ă din ramura ce
se înfășoară pe toba de ac ționare va fi:
Smax = S i + S din
Sarcina dinamic ă totală ce trebuie învins ă la demaraj va fi:
Sdin = S’din + S’’din [N]

4.8. Alegerea reductorului de turație
Reductorul de tura ție se va alege în func ție de m ărimea raportului de transmitere, rezultat din
cinematica transmisiei mecanice, care face leg ătura între motorul electric și arborele tobei de

acționare și de puterea necesara ac ționării, rezultat ă din calculele anterioare. In figura 2.7 este
prezentat ă schema transmisiei mecanice. unde: \

Fig. 4.10 Schema cinematic ă a transmisiei mecanice
1- motor electric 2- cuplaj I 3- reductor de tura ţie 4- cuplaj II 5- band ă transportoare
Raportul de tran smitere se calculeaz ă cu rela ția:

ir = 𝑛𝑛
𝑛𝑡
unde:
nn – turația motorului electric,
nt – turația la arborele tobei.
Tura ția la arborele tobei se calculeaz ă cu rela ția:
nt = 60𝑣
𝜋𝐷𝑡 [rot/min]
unde:
v – viteza benzii, egal ă cu viteza de transport în [m/s];
Dt – diametrul tobei în [m].

Caracteristicile tehnice și dimensiunile de gabarit ale reductoarelor cu una,
două sau trei trepte sunt prezentate mai jos:

Fig. 4.11 Reductor cilindric cu o treapt ă

Tabelul 2.9 Rapoarte de transmitere și puteri nominale pentru reductoarele cilindrice cu o treapt ă
Raportul de
transmitere A
80 100 125 160 200 250 320 400
Puterni nominale [kW]
2 5,6 10,9 21,2 45 85 165 300
2,24 4,75 9,75 18,5 37,5 75 140 290
2,5 4,25 8,6 16 32,5 67 121 250
2,8 3,65 7,3 13,6 28 54,5 106 218 350
3,15 3,25 6 11,5 23,6 47,5 92,5 190 340

Tabelul 2.10 Dimensiunile principale ale reductoarelor cilindrice cu o treaptă
A 80 100 125 160 200 250 320 400 500
B 54 64 78 96 116 144 180 220 270
C 43 50 20 92 90 130 140 195 265
D 15 20 20 25 30 30 40 45 60
E 150 180 225 300 340 440 540 680 900
E1 – – – – – 220 270 340 450
F 116 140 155 190 240 280 340 410 500
G 85 100 115 140 180 210 260 320 380
H 100 112 140 180 225 280 355 450 560
K 204 225 280 345 418 505 680 790 995
K0 181 214 263 336 418 523 663 830 1030
L 245 298 373 455 560 695 864 1060 1305
L0 180 220 265 350 400 500 620 770 1020
M 76 88 95 120 145 175 205 220 270
N 38 50 50 60 75 80 95 130 150
P 56 72 80 94 138 150 213 235 365
d1 18 22 30 35 45 55 70 90 110
d2 28 35 45 55 70 80 100 130 160
d3 11 14 14 18 22 22 26 33 39
l1 28 36 58 58 82 82 105 130 165
l2 42 58 82 82 105 130 165 200 240
s 14 18 18 22 24 28 35 40 45
Surub
fixare M10 M12 M12 M16 M20 M20 M24 M30 M36

Fig. 4.12. Reductor cilindric cu două trepte

Tabelul 2.11 Rapoarte de transmitere și puteri nominale pentru reductoarele cilindrice cu două trepte
Raport de
transmitere A
180 225 285 360 450 570 720 900 1130
Puteri nomonale [kW]
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
7,1 3,55 6,9 13,6 27,2 53 106 212 7,1 3,55
8 3,15 6 11,5 23,6 47,5 92,5 190 330 500
9 2,8 5,45 11,2 21,8 42,5 87,5 170 295 442
10 2,57 4,87 10 20 38,7 77,5 155 290 435
11,2 2,12 4,12 8,75 17,5 32,5 69 132 250 375
12,5 1,95 3,75 7,75 15,5 30 63 118 230 345
14 1,7 3,25 6,7 13,2 25 54,5 106 200 300
16 1,55 3 6,15 11,8 23 48,7 95 186 277
18 1,28 2,5 5,15 10,3 19,5 41,2 80 155 232
20 1,15 2,24 4,65 9,5 18 37,5 73 140 210
22,4 1,06 2 4,25 8,5 16,5 34,5 65 128 192
25 0,9 1,8 3,55 7,1 13,6 29 54,5 120 180
28 0,825 1,6 3,15 4,62 9 19 36,5 80 120
31,5 0,69 1,32 2,72 5,45 10,6 22,4 42,5 100 150
35,5 0,56 1,09 2,3 4,5 8,75 18,5 34,5 80 120
40 0,475 0,9 1,85 3,65 7,1 14,5 29 72 108

Tabelul 2.12 Dimensiunile principale ale reductoarelor cilindrice cu două trepte
A 180 225 285 360 450 570 720 900 1130
A1 80 100 125 160 200 250 320 400 500
A2 100 125 160 200 250 320 400 500 630
B 106 128 156 192 234 290 360 440 550
C 60 68 95 125 130 140 195 290 375
D 20 20 25 30 35 40 45 60 85
E 135 160 210 270 320 390 495 640 790
F 190 210 250 320 370 450 550 670 790
G 150 170 200 260 300 370 460 550 670
K 112 140 180 225 280 355 450 560 630
K0 214 263 336 418 520 665 830 1030 1220
L 374 457 578 710 833 1110 1358 1675 2080
L0 310 360 470 600 710 860 1080 1400 1750
M 110 130 155 190 225 270 325 390 415
N 55 55 60 70 80 90 140 150 170
P 62 80 91 103 150 213 235 240 303
d1 18 22 30 35 45 55 70 90 110
d2 35 45 55 70 80 100 130 160 180
d3 14 14 18 22 22 26 33 39 39
l1 28 36 58 58 82 82 105 130 165
l2 58 82 82 105 130 165 200 240 240
s 18 18 22 26 28 35 40 48 50
Surub
fixare M12 M12 M16 M20 M20 M24 M30 M36 M36

Fig. 4.15 Reductor cilindric cu trei trepte

Tabelul 2.13 Rapoarte de transmitere și puteri nominale pentru reductoarele cilindrice cu trei trepte
Raportul
de
transmitere A
305 385 485 610 770 970 1220 1530
Puteri nominale [kW]
1 2 3 4 5 6 7 8 9
45 1,32 2,8 5,45 10,6 22,4 59,5 97 147
50 1,15 2,36 4,62 9,25 19,5 52,5 84 126
56 1,03 2,24 4,25 8,25 18 47 75 112,5
63 0,96 2 3,75 7,5 16 43 69 103,5
71 0,85 1,8 3,45 6,7 14,5 39,2 62 93
80 0,71 1,45 2,9 5,6 11,5 32 53 79,5
90 0,65 1,32 2,65 5 10,6 30 47,5 71,5
100 0,58 1,8 3,45 6,7 14,5 39,2 62 93
112 0,53 1,09 2,18 4,25 9 24,5 38,5 57
125 0,475 1 1,95 3,75 8 22,4 35,4 54
140 0,437 0,9 1,8 3,4 7,3 19,6 31,4 48
160 0,365 0,75 1,5 2,9 6,15 16,5 26,2 39,5
180 0,307 0,65 1,25 2, 5,15 14,4 22,4 33,5
200 0,207 0,545 1,06 2 4,37 11,4 19,5 29,5
224 0,23 0,487 0,95 1,85 4 10,5 17,5 27
250 0,19 0,387 0,75 1,7 3,15 8,8 13,5 20,5

Tabelul 2.14 Dimensiunile principale ale reductoarelor cilindrice cu trei trepte
A 305 385 485 610 770 970 1220 1530 305
A1 80 100 125 160 200 250 320 400 80
A2 100 125 160 200 250 320 400 500 100
A3 125 160 200 250 320 400 500 630 125
B 128 156 192 234 290 360 440 550 128

C 68 95 125 130 140 195 290 342 68
D 20 25 30 40 40 45 60 76 20
E 130 165 210 260 320 410 530 666 130
F 210 250 320 380 450 550 670 780 210
G 170 200 260 300 370 460 550 660 170
K 298 370 458 558 700 855 1060 1320 298
H 140 180 225 280 355 450 560 710 140
K0 263 336 418 520 663 830 1030 1300 263
L 531 663 830 1034 1290 1590 1970 2500 531
L0 430 545 690 860 1040 1320 1710 2150 430
M 115 155 190 225 240 325 335 395 115
N 55 60 90 80 95 140 150 170 55
P 80 90 103 150 213 235 240 318 80
d1 18 22 30 35 45 55 70 90 18
d2 45 55 70 80 100 130 160 180 45
d3 14 18 22 22 26 33 39 39 14
l1 28 36 58 58 82 82 105 130 28
l2 82 82 105 130 165 200 240 240 82
s 18 22 26 28 35 40 45 50 18
Surub
fixare M12 M12 M16 M20 M20 M24 M30 M36 M36

4.9. Alegerea cuplajului motor -reductor
Cuplajul dintre motor și reductor (poz. b, fig. 4.16) este un cuplaj elastic cu bolțuri, a cărui formă
și caracteristici tehnice sunt prevăzute în STAS 5982 -80. Acest tip de cuplaj este prezentat în
figura 4. 17, iar caracteristicile tehnice si principalele dimensiuni de gabarit în tabelul 2.15.

Fig. 4.17 Cuplaj elastic cu bolţuri

Tabelul 2.15 Cuplaj elastic cu bolţuri. Caracteristici tehnice și dimensiuni de gabarit Material Material d1 Semicupl
a l1 Semicupl
a
l4
d4
D
D1
D2
s
n OT60 -3 P C P,C
d N
m d0 d2 l2 l3
1 2 4 4 5 6 7 8 9
10
11
12
12
14
15
16
1 16,18,19,20,22,
24 20
10 11-
15 37 2
8 14 32
10.5
M6 88 62 40 2 4
2 25,28,30 45 11-
24 45 3
3 19 37 98 71 48

In figura de mai jos sunt prezentate cele două variante de semicuple:
varianta P – pregăurită la cota d1, cu posibilităti de pre -lucrare la cota do;
varianta C – cu alezaj cilindric la cota d.

Semicuple: a – varianta P, b – varianta C

Alegerea cuplajului se face în funcție de mărimea momentului de torsiune calculat cu relația :

Mt1c = cs 30∗103𝑃𝑛𝑒𝑐
𝜋∗𝑁𝑛 [Nm]
unde:
Pnec – puterea necesară acționării în [kW];
nn – turația nominală a motorului electric în [rot/min];
cs – coeficient de serviciu în funcție de tipul mașinii de lucru ( cs = 1,55…1,75)

Se alege din tabelul 2.15, un cuplaj care să aibă momentul M n ≥Mt1c. In funcție de mărimea cuplajului ales
se adoptă din tabel dimensiunile de gabrit corespunzătoare și se verifică bolțurile cuplajului. Se adoptă
pentru bolț δ ≈ 1,5d 4, δ1= δ-1 [mm] .
Forța care solicită bolțul se calculează cu relația:
Fb = 2𝑀𝑡1𝑐
𝐷1∗𝑛 [N]
unde:
n – numărul de bolțuri pe cuplaj;
D1 – diametrul pe care sunt dispuse bolțurile
– presiune de contact, între el și bucșa elastică de cauciuc:
p = 𝐹𝑏
𝛿(𝑙3−𝑙2) ≤ pas [MPa]

4.10. Alegerea cuplajului reductor arbore principal
Cuplajul dintre reductor și arborele principal, poz. 4 fig. 4.18 , este un cuplaj cu flanșe și șuruburi
păsuite STAS 769 -80. în tabelul 2.16 sunt prezentate caracteristicile sale tehnice.
Alegerea cuplajului se face în funcție de mărimea momentului de torsiune la arborele de ieșire din
reductor, calculat cu relația:
Mter = C S30∗103𝑃𝑒𝑟
𝑛𝑡 [Nm]
unde:
Per – puterea la ieșire din reductor, în kW;
nt – turația la arborele tobei, în rot/min;
cs – coeficient de serviciu în funcție de tipul mașinii de lucru.
Per = ᶯr * P nec [kW]

Fig. 4.18 Cuplaj elastic cu flanșe și șuruburi pasuite

nt = 𝑛𝑛
𝑖𝑟𝑆𝑇𝐴𝑆 [rot/min]
unde:
ᶯt- randamentul reductorului ales;
nn – turația nominală a motorului electric, în [rot/min];
ir STAS – raportul de transmitere al reductorului ales.
ᶯr = ᶯax = ᶯy y = ᶯu z
unde:
ᶯa- randamentul unei perechi de roți dințate; 0.93=6…0.98 pentru angrenaje cilindrice
x – numărul de perechi de roți dințate;
ᶯ1 – randamentul unei perechi de lagăre cu rulmenți (0.99….0.995)
y – numărul de perechi de lagăre;
ᶯu – randamentul ungerii; ( 0,99 )
Z – numărul de roți scufundate în baia de ulei.

Tabelul 2.16 Cacteristici tehnice ale cuplajului cu flanșe și șuruburi păsuite

Mărime cuplaj Capăt de
arbore
Moment nominal
Nm

D

L1

D1

d1 Surub

d2

l1

l2

l3 Buc
Dimens.

d
l
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14
1 18,19
28 18 100 60 70 40 3
M10x45 11
35

16

2 2 20
36 21,2 105 76 75 45
3 22,24 41,2
4 25,28
42 69 115 86 85 55 45
5 30,32
58 112 130 120 100 70
M10x50 50
6 35,38 200
7 40,42
82 290 135 168 105 75 55 18
8 45,48 468 150 120 90 68
9 50 530
10 55,56
105 800 160 130 100
M12x65 13 75 25
11 60 1000 175 214 145 115 4 85
12 63,65 1320
13 70,71,75
130 2180 190 160 130 6 96
14 80, 85 3350 220 266 185 150 105

3 15 90,95 5000 240 200 160 8
M16x85 17 115 32
16 100
165 6000 260 336 220 180 120
17 110 8500 270 230 190 130
18 120,125 13200 290 250 210 10 145
19 130,140
200 19500 340 406 290 240 160
20 150 25000 380 320 260 21 180 36
21 160,170
280 38700 420 490 360 300 12
M24x11 0 25 200 40
22 180 46200 440 380 320 210
23 190,200 63000 460 570 400 340 14 230
5 24 220 82500 520 450 380 16
M30x140 32 250 50
25 240,
250
330
122000 670 490 420 16 280 50

Se alege din tabelul 2.16, un cuplaj care să aibă momentul M n ≥ Mter . In funcție de mărimea
cuplajului ales se adoptă din tabel dimensiunile de gabrit corespunzătoare și se verifică șuruburile
cuplajului.
4.11. Dimensionarea ansamblului tobei de întindere

Fig. 4.19 Ansamblul tobei de acţionare.
1 Arbore 5 Rulment 9 Carcasă lagăr
2 Inel de etanșare 6 Inel de etanșare 10 Șaibă
3 Capac lagăr 7 Tobă 11 Șurub fixare
4 Inel de siguranţă arbore 8 Pană fixare 12 Șaiba siguranţă

Fig. 4.20 Arbore tobă de întindere I

Diametrele osiei se stabilesc constructiv adoptând pentru fusurile rulmenților (d 4), aceleași valori
ca în cazul arborelui tobei de acționare pentru același diametru.
Deasemenea acest diametru se poate calcula dacă se consideră osia, o grindă simplu rezemată
încărcată cu forțele din ramurile benzii transportoare care se înfășoară ( Fi' ), respectiv se desfășoară
( F ' ) de pe toba de întindere (toba liberă), conform schemei din imaginea de mai jo s. Dacă se
estimează cota “ a” se poate determina diametrul fusului din condiția de rezistență la încovoiere.

Fig. 4.21 Schema de încarcare a osiei

După adoptarea diametrului d4, celelalte diametre indicate în figura 4.20 se adoptă după cum
urmează:
d 3 = d 4 − 5 [mm]
d 2 = d 3 − 5 [mm]
d1 = d 2 − 5 [mm]
d5 = d 4 + 5 [mm]
d 6 = d5 + 5 [mm]
b1 = b + 5 [mm]
Rulmenții se vor alege în funcție de diametrul d4 și de capacitatea dinamică calculată în funcție
de încărcare și de durabilitate, considerând durata de funcționare Lh = 15000 ore . Se aleg rulmenți
radiali cu bile (fig 4.22), având în vedere că încărcarea este pur radială. Capacitatea dinamică se
calculează cu relația :
CA = CB = RA 3 L [N]
Reacțiunile din cele două reazeme sunt egale:
RA = RB = (Fi' + F ' )/ 2 [N]
Capacitatea dinamică a rulmenților se calculează cu relația:
L = 60∗𝑛𝑡∗𝐿𝑡
106 [mil.rot]

Unde:
L – durabilitatea rulmenților
nt – turația tobei, în [rot/min.]
Lt – durata de funcționare, în [ore]
Reprezentarea grafică a rulmentului se va face pe baza recomandărilor:
db  0,3(D − d )
s  0,15(D − d )
r1  0,5r

Fig.4.22 Rulment radial

Din tabelul 2.25 se va alege un rulment cu o capacitate C>C A, dar cu valoare foarte apropiată de
cea calculată și cu diametrul interior egal cu d4. Va rezulta seria rulmentului și mărimea
dimensiunilor D și B (STAS 3041 -74).

Tabelul 2.25 Rulmenţi radiali cu bile. Caracteristici tehnice
Dimensiuni [mm] Capacitate de încărcare [N] Seria
d D B r dinamică [C] statică [C o] exec.normală
40 68 15 1,5 13200 9500 16008
80 18 2 34000 17000 16208
90 23 2,5 32000 22800 16308
110 27 3 50000 37500 16408

45 75 16 1,5 16600 12500 16009
85 19 2 26000 19000 16209
100 25 2,5 41500 30500 16309
120 29 3 60000 46500 16409
50 80 16 1,5 17000 13400 16010
90 20 2 27500 20000 16210
110 27 2,5 48000 36500 16310
130 31 3 68000 53000 16410
55 90 19 2 22000 17300 16011
100 21 2,5 34000 25500 16211
120 29 3 56000 42500 16311
140 33 3,5 78000 64000 16411
60 95 18 2 23200 18500 16012
110 22 2,5 37500 28500 16212
130 31 3 64000 49000 16312
150 35 3,5 85000 71000 16412
65 100 18 2 24000 20000 16013
120 23 2,5 44000 34500 16213
140 33 3 72000 57000 16313
160 37 3,5 93000 80000 16413
70 110 20 2 30000 25000 16014
125 24 2,5 48000 38000 16214
150 35 3,5 81500 64000 16314
180 42 4 112000 106000 16414

Dimensiunile capacelor se stabilesc în funcție de diametrul exterior al rulmentului și ale
șuruburilor de prindere ale acestora. Pentru șuruburi se adoptă dimensiuni în funcție de diametrul
exterior al rulmentului din tabelul 2.26.

Fig. 4.23 Capac lagă r I
D1  D + 2,5ds
D2  D1 + (2,5…3 )ds
D6  (0,8…0,9 )D
D5  D6

Tabel 2.26 Dimensiuni șuruburi
D Şuruburi
buc. filet (d s)
<100 4 M10
100-130 4 M12
130-230 6 M16
>230 6 M16

4.12. Sistemul de întindere
Sistemul de întindere se montează de cele mai multe ori la extremitatea transportorului, în partea
opusă actionării, în zona alimentării transportorului cu material. Pentru întinderea periodică a
benzii carcasa lagărului se poate monta pe glisiere. Dimensi unile glisierelor sunt prezentate în
tabelul 2.35.

Fig. Glisiere

Tabelul 2.35 Dimensiunile glisierelor

l1 l2 l3 a b1 b2 b3 b4 c
ma x d e
min f h1 h2 i+0,2
265 325 355 15 40 45 – – 30 15 20 8 35 18 9
315 390 430 20 46 52 – – 35 15 24 10 40 18 9
355 430 470 20 50 60 – – 35 15 24 10 46 20 11
400 480 530 20 55 65 – – 40 15 32 12 50 25 11
500 610 670 30 70 80 – – 50 19 40 14 60 30 13

Tabelul 2.36 Șuruburile glisierelor

l1 Şurub întindere cu cap
hexagonal Şurub pentru fundație
forma A Şurub cap ciocan
265 M10x120 M12x125 M8x35
315 M12x150 M12x125 M8x40
355 M12x150 M12x160 M10x45
400 M16x150 M12x160 M10x50
500 M20x200 M16x200 M12x55

630 M20x200 M20x250 M16x60
800 M24x200 M24x400 M20x75
1000 M24x200 M24x400 M24x80

Fig. Sistem de întindere cu greutate

Lungimea glisierei se adoptă în funcție de lungimea tălpii lagărului L (fig. ) și de mărimea
deplasării S, astfel l1  L + S , unde S  (0….1) % din lungimea totală a benzii transportorului.
Şurubul de tracțiune al glisierei se va verifica din condiția de rezistență la tracțiune, considerând că
forța din șurub Fs  Si ' + Sd '
Dimensiunile cotelor indicate pe desen sunt prezentate în tabelul 2.37, cu caracter de recomandare.

Tabelul 2.37 Caracteristicile tehnice ale întinzătoarelor orizontale
Nr.
gre-
utăți Gre
ut.
B
L
A1
A
D
E
H
(S)
L1
C Su-
rub
fun-
dație Dia- metr
cabl [mm]
buc.
3 75 500 600 820 1040 1650 564 275 800 775 45 12 6
4 100 600 700 920 1140 1650 614 290 800 775 45 12 8
6 150 750 850 1080 1300 2000 695 300 950 70 12 8

8 200 900 1000 1270 1490 2000 790 310 950 70 12 10

Deoarece cursa S depinde de lungimea benzii, valoarea din tabel este orientativă. Ea se calculează
ca fiind (0,5…1)% din lungimea transportorului.

Fig. 2.41 Sisteme de întindere cu șurub
fig.a: 1 – traversă, 2 – tijăfiletată, 3 – ghidaje;
fig.b: 1 – șurub, 2 – carcasă lagăr, 3 – cadru transportor, 4 – fus, 5 – tobă, 6 – bandă.

Dispozitivul de întindere cu șurub din figura 2.41a, constă dintr -o tobă de întindere al cărei ax se
poate deplasa orizontal, paralel cu el însuși cu ajutorul unor tije filetate 2, montate în traversa 1și
carcasa lagărului, aceasta având posibilitatea de a se deplasa în lungul unor ghidaje 3. La
dispozitivul din figura 2.41b, tijele filetate sunt montate în carcasa lagărului 2 și în cadrul 3, iar
carcasa lagărului se poate deplasa în lungul profilelor traversei. Diametrul surubului se calculeaza
din condiți a de rezistență la tracțiune, considerând că forța din șurub trebuie sa respecte
inegalitatea:
Fs  S ' + S '
d
d ≥ √4𝑘𝐹𝑠 / at
unde:
k = 1,25….1,3;  at100 N/mm2 pt OL50

5. Concluzii

Copyright Notice

© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.

Acest articol: Table of Contents [620163] (ID: 620163)

Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.

Table of Contents [620163]

Copyright Notice

Docgo.net Cheltuieli Pentru Aparare La Nivel Mondial La Inceputul Mileniului Iii (1) [629603]

Kmysteff@gmail.com 763 Aplicatii Ale Predarii Integrate La Ciclul Achizitiilor Fundamentale Text

Pictura și arta grafică vehicu le al propagandei [630728]

Saint Patricks Day around the world [602346]

Drăghiciu Daniel Proiect de diplomă [612143]

Academia de studii economice din București [608195]

Copyright Notice

Similar Posts