TRANSMISII MECANICE … … … … …7 [622150]

1

CUPRINS
Capitolul 1 . INTRODUCERE ……………………………………………………………….. …………3
Capitolul 2. CONSTRUCȚI A ȘI FUNCȚIONAREA SISTEMULUI DE
TRANSMISII MECANICE …… …………………………….. ……………………… …….. …………..7
Capitolul 3. CALCULUL CINEMATIC ȘI DINAMIC ……… …….. ……… ……….. ………10
3.1. CALCULUL CINEMATIC ,…………………………………………… …….……… .….10
3.2. CALCULUL UNOR ELEMENTE DINAMICE ………………………. …………… ………………11
Capitolul 4 . CALCULUL DE REZISTENȚĂ AL ORGANELOR DE MAȘINI ALE
REDUCTORULUI DE TURAȚIE …………… ………………… ……………. ………. ……..14
4.1.CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC CU DINȚI ÎNCLINAȚI ….…… ..……..14
4.1.1 DATE DE PROIECTARE ……………………………………………….. ……….14
4.1.2 ALEGEREA MATERIALULUI Ș I STABILIREA TENSIUNII LIMITĂ….14
4.1.3 CALCULUL DE PREDIMENSIONARE……………………………………..15
4.1.4 CALCULUL DE DIMENSIONARE ȘI VERIFICARE ………………………17
4.1.5 FORȚELE DEZVOLTATE ÎN ANGRENAJUL CILINDRIC CU DINȚI
ÎNCLINAȚI …………………………………………………………………… ..26
4.2.CALCULUL UNOR ELEMENTE ALE CARCASEI ……………… ……… .…… .…….. 27
4.3 CALCULUL ELEMENTELOR SUBANSAMBLULUI ARBORELUI I ..…..….…….. 29
4.3.1 CALCULUL ARBORELUI I… ………………………………………………………………..29
4.3.2 CALCULUL ANSAMBLĂRII CU PANĂ……………………………………………….35
4.3.3 CALCULUL DE ALEGERE AL RULMENȚILOR …………………………………..36
4.4 CALCULUL ELEMENTELOR SUBANSAMBLULUI ARBORELUI II ….….……….37
4.4.1 CALCULUL ARBORELUI II……………………………………………………………….37
4.4.2 CALCULUL ASAMBLARII CU PANA……………………………………..4 2
4.4.3 CALCULUL DE ALEGERE AL RULMENȚILOR …………………………………..44
Capitolul 5. CALCULUL TRANSMISIEI CU LANȚ …………………… .……….46
5.1 CALCULUL PASULUI TRANSMISIEI CU LANȚ ……………………… .…..……… .46
5.2 CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE DANTURII ROȚILOR DE LANȚ
………………………………………………………………………………………………………………… ……………… 47
Capitolul 6. CALCULUL UNOR ELEMENTE ALE SISTEMULUI DE PRESARE
………………………………………………………………………………… .……… 51

2

6.1 CALCUL UL ASAMBLĂRII CU PIESE FILETATE …………………… ……………….. ……… 51
6.2 DETERMINAREA NUMĂRULUI DE SPIRE AL PIULIȚEI ………………… .…… .52
Capitolul 7. NORME DE SĂNĂTATE ȘI SECURITATE ÎN MUNCĂ …………54
CONCLUZII ……………………………………………………… ……………………….. ………………. ………… 58
BIBLIOGRAFIE ………………………………….. ………………………………………….. ……… ……………..60

3

Capitolul 1. INTRODUCERE

Reductoarele de turație sunt ansamble de construcții mecanice independente,
cu structură formată din unul sau mai multe angrenaje, cu roțile dințate pe axe fixe
sau pe axe fixe și mobile, de obicei, in paralel, aflate într -o carcasă închisa .Ele au
rolul funcțional de a transmite energia mecanică de la motor la sistemul de
mecanisme de lucru, cu reducerea vitezei unghiulare cu un raport de transmitere
constant si amplificarea corespunzătoare a momentu lui forțelor motoare.
Construcția unui reductor cuprinde:roțile dințate (cilindrice, conice sau
melcate), arborii de transmisie, lagărele c u rulmenți sau cuzineți, carcasă etc.
Carcasa reductorului este prevazută cu elemente ale sistemelor de
etanșare, răcire, ungere, precum și cu alte elemente constructive (inele de ridicare,
capac pentru gură de vizitare etc).
Clasificarea reductoarelor de turație se face după diverse criterii:
1) După felul angrenajului:
– cilindrice;
– conice;
– elicoidale ;
– melcate ;
– combinate (cu axe fixe sau fixe și mobile);
2) După poziția arborilor:
– orizontali;
– verticali;
– înclinați;
3) După numărul angrenajelor componente (treptelor de reducere a
vitezei unghiulare):
– Cu o treaptă;
– Cu două trepte;

4

– Cu mai multe trepte;
Tipuri constructive de reductoare de turație:
Reductoarele de turație cu o treaptă se folosesc în condițiile unor rapoarte de
transmitere mici i ≤ 8 (10), ținând seama și de poziția arborelui de cuplare:
reductorul cilindric (a), la i ≤ 8 (10) și arbori de cuplare paraleli reductorul conic
(b), la i ≤ 7 și arborii de cuplare concurenți în același plan; reductorul melcat
cilindric (c) la i ≤ 80 (100) și arborii de cuplare încrucișați.
Reductoarele de turație cu două trepte se folosesc în condițiile unor rapoarte
de transmitere i = 6……..45 (60);
Reductoarele de turație cu trei trepte se folosesc în condițiile unor rapoarte
de transmitere i 45……..250 (300);

5

Fig. 1 .1 Tipuri reprezentative de scheme cinematice de reductoare:

6

a) reductor cilindric;
b) reductor conic;
c) reductor melcat cilindric;
d) reductor cilindric cu două trepte coaxial;
e) reductor cilindric cu două trepte;
f) reductor cilindric cu două trepte bifurcat în treapta I;
g) reductor cilindri cu două trepte bifurcat în treapta a I I-a;
h) reductor conic -cilindric;
i) reductor cilindric cu trei trepte coaxial;
j) reductor cilindric cu trei trepte;
k) reductor cilindric cu trei trepte bifurcat în treapa a II -a;
l) reductor planetar;
m) reductor diferențial;

7

Capitolul 2. CONSTRUCȚIA ȘI FUNCȚIONAREA SISTEMULUI
DE TRANSMISII MECANICE

Obiectul proiectului îl constituie proiectarea principalelor organe de mașini
ale unui sistem de transmisii mecanice compuse din:
 Reductorul de turație (RT);
 Transmisia cu lanț (TL);
La elaborarea proiectului se utilizează cunoștințele dobândite la orele de curs
și de proiect, precum și cele conținute în literatura tehnică de specialitate precum și
în standardele în vigoare.
La realizarea proiectului se utilizează cunoașteri și de la alte discipline, ca
de exemplu: desen tehnic, mecanică, rezistența materialelor, tehnologia
materialelor și altele.
Proiectul de organe de mașini are rolul de a forma la studenți deprinderi de
proiectare. Prin înțelegerea tuturor aspectelor tehnice legate de calculul și
construcția reductorului de turație, studentul, ca viitor specialist, va putea rezolva
cu competență problemele tehnice ulterioare.
Sistemul de transmisii mecanice se compune din următoarele
mecanisme:
 reductorul de turație (RT);
 transmisia cu lanț (TL);

8

Fig. 2.1 Schema cinematică a reductorului de turație

Principalele organe de mașini proiectate sunt:
 la reductorul de turație (RT):
-Roțile dințate 1,2 ;
-Arborii roților dințate I, II;
-Asamblarea cu pană;
-Lagărele cu rostogolire;
-Carcasă;
 la transmisia cu lanț (TL) :
-Roțile de lanț 1 l și 2l;
-Arborii I l și II l;
-Asamblarea cu pană;
-Lagărele cu rostogolire;
-Carcasă;
Legătura între motorul de acționare și arboreal de intrare al reductorului se
face prin intermediul cuplajului “C1”, iar legătura dintre ar borele de ieșire al
reductorului și transmisiei cu lanț se face prin cuplajul “C2”.

9

Transmiterea energiei mecanice de la motorul de acționare la arborele
condus al sistemului de transmisii mecanice se face cu reducerea vitezei unghiulare
și creșterea cores punzătoare a momentului de torsiune.
În timpul funcționării sistemului de transmisii mecanice o parte din energia
mecanică se consumă pentru învingerea frecărilor dezvoltate în cuplele cinematice.
Luarea în considerare a acestor pierderi prin frecare se f ace pe baza
randamentului mec anic al cuplelor cinematice.

10

Capitolul 3 . CALCULUL CINEMATIC ȘI DINAMIC

3.1 CALCULUL CINEMATIC
a) Determinare rapoartelor d e transmitere parțiale și total
Cunoscând turația motorului de acționare și turația la arborele condus se
determină raportul de transmitere a l reductorului de turație :

Raportul de transmitere al transmisiei cu lanț este:

Raportul de transmitere total al sistemului de transmisii mecanice este:

b) Determinarea numărului de dinți al roților dințate :
– Numărul de dinți al roților conducătoare:

=

( ) – pentru roți îmbunătățite ;
( )˚;
 Se adoptă , conform [ 13].
( ) ;
 Se adoptă =30 dinți;
– Numărul de dinți al roților conduse:
| |
| | ;
c) Calculul turațiilor și a l vitezelor unghiulare:
;

;

11

;

.
Vitezele unghiulare se determină astfel:

;

;
;

.

3.2 CALCULUL UNOR ELEMENTE DINAMICE
a) Determinarea randamentelor mecanice al cuplelor cinematice:
Pentru a ține seama de pierderile prin frecare se recomandă următoarele
valori:
 la angrenaj: ( )
Se admite
 la rulmenți: ( )
Se admite ;
 la cuplaj: ( )
Se admite
 la transmisia cu lanț : ( );
Se admite ;
În aceste condiții randamentul mecanic al componentelor sistemului de
transmisii mecanice este :
;
;
Randamentul mecanic total al sistemulu i de transmisii mecanice este:

12

b) Determinarea puterilor maxime
Se cal culează puterile maxime î n principalele secțiuni ale sistemului de
transmisii mecanice :
– la piesele de pe axa geometric I:
-la motor :
,
unde: – factor de suprasarcină;
( );
Se admite .
– la arborele I (în exterior):
;
-la roata dințată cilindrică conducătoare 1:
;
-la piesele de pe axa geometrică II:
– la roata dințată cilindrică condusă II:

– la arborele II (în exterior) :
;
– la piesele de pe axa geometrică
-la roata de lanț conducătoare
;
-la piesele de pe axa geometică :
-la roata de lanț condusă :
.
c) Determinarea momentelor d e torsiune ma xime:
În scopul dimensionării principalelor organe de mașini ale sistemului de
transmisii mecanice este necesar calculul momentelor de torsiune în principalele
secțiuni:

13

-la piesele de pe axa geometrică I:
-la motor:

;
-la arborele I ( în exterior) :

-la roata dințată cilindrică conducătoar e 1:

-la piesele de pe axa geometrică II:
-la roata dințată cinlindrică condusă II:

-la arborele II (în exterior):

-la piesele de pe axa geometrică :
-la roata de lanț conducătoare :

-la piesele de pe axa geometrică :
-la roata de lanț condusă

14

Capitolul 4. CALCULUL DE REZISTENȚĂ AL ORGANELOR
DE MAȘINI ALE REDUCTORULUI DE TURAȚIE

4.1 CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC CU DINȚI ÎNCLINAȚI

4.1.1) DATE DE PROIECTARE :
1. Puterea nominală la roata conducătoare :
;
2. Turația pinionului:
;
3. Raportul de angrenare:
| |
4. Durata de funcționare a angrenajului:
;
5. Numărul de roți cu care angrenează pinionul, respectiv roata
conducătoare:

6. Profilul cremalier de referință:
∫
4.1.2) ALEGEREA MATERIALULUI ȘI STABILIREA TENSIUNII
LIMITĂ:
1. Alegerea materialelor roților dințate și stabilirea tratamentelor termice:
Roțile dințate se executa din 33MoCr11, având urmă toarele caracteristici
mecanice:
;
;
– duritatea Brinell 300 HB

15

– duritatea Rockwell 50 HRC
2.Stabilirea tensiunii limită pentru solicitarea de contact, respectiv de
încovoiere :

;
;

4.1.3) CALCULUL DE PREDIMENSIONARE :
1.Numărul de dinți al pinionului și roții:

2.Raportul de angrenare:
| |= 3,84;

3.Calculul rezisteței admisibile pentru solicitarea de contact, respectiv de
încovoiere:
;

( ) ( )

;

;

16

4.Numărul critic de dinți al pinionului la predimensionare:

;
=20,32˚ ;
;
;

( ) ( )

( )

( ) .
;
, unde:
√
;
√ ;
√ ;

5.Criteriul de siguranță:
;

,
Deci solicitarea principală este solicitarea de contact.

6.Distanța între axe:
( )( )√
( ) =

17

= ( )√
( ) ,
și se obține respectiv:
;
;

4.1.4) CALCULU L DE DIMENSIONARE ȘI VERIFICARE
1. Modulul danturii

;

;
Se alege ;

18

2.Calculu l elementelor geometrice ale roț ilor și angrenajului :
Se determină pe baza schemei următoare :

Fig. 4.1 Reprezentarea elementelor geometrice ale angr enajului cilindric cu
dinți înclinați
Princi palele elemente geometrice sunt
2.1 Distanța dintre axele de referință :

( )
( ) ;
Se adoptă =251
2.2 Unghiul de presiune de referință :
(
) ˚;
2.3 Unghiul de angrenare pe cilindrul de rostogolire

19

(
* (
*
2.4 Involuta unghiului :

2.5 Involuta unghiului :

2.6 Coeficientul normal al deplasărilor de profil însumate:

( )
( )

2.7 Coeficientul frontal al deplasărilor de profil însumate:
;
2.8 Coeficientul normal al deplasărilor de profil la pinion si roată:

;

2.9 Coeficientul frontal al deplasărilor de profil la pinion si roată:

2.10 Modulul frontal:

2.11 Diametrul de divizare al pinionului si roții:

2.12 Raportul de angrenare:

20

| |
2.13 Diametrul de rostogolire a pinionului si roții:

2.14 Coeficientul normal de modificare a distanței între axe:

2.15 Coeficientul normal de micșorare a jocului de referință la cap:
= ;
=˃ Se adoptă .
2.16 Diametrul de picior a pinionului si roții:
( ) ( )

( ) ( )

2.17 Înălțimea dintelui nescurtat:
( ) ( )
2.18 Înălțimea dintelui scurtat:

2.19 Diametrul de cap de referință a pinionului și roții:
;
;
2.20 Diametrul de cap scurtat a pinionului și roții:
;
;

21

2.21 Gradul de acoperire frontal:

[√(
) √(
) ( ) ]

[√(
) √(
) ( )
]
2.22 Gradul de acoperire axial:

2.23 Gradul de acoperire total:

3.Viteza pe riferică pe cercul de divizare:

4.Alegerea treptei de precizie a roților dințate și angrenajelor și stabilirea corelației
dintre procedeul tehnologic final de execuție și treapta de precizie rezultată:
=˃se alege treapta de precizie în funcție de viteza periferică =7
5.Alegerea rugozității flancurilor și a zonei de racordare și stabilirea corelației
dintre procedeul tehnologic final de execuție a roții dințate și rugozitatea
flancurilor:

6.Alegerea lubrifiantului:
Funcție de vîscozitatea cinematică
, se alege :
lubrifiant : TIN 42 EP
7.Alegerea factorilor din relaț ia de verificare a tensiunilor:
 √ √ ;

22



;
 ;
 √
√
;




;
 Din =
;

 √
√
= 0,75 ;


;

[√(
) √(
) ( ) ]

[√(
) √(
) ( ) ]



;
 ;
 ;
 ;
 * (
)+ * (
)+=4,99 ;

23

(
⁄) (
*

;

;
;
8.Rezistența admisibilă pentru calculul de verificare:

= factorul materialului de ungere.Se alege în funcție de și vâscozitatea
cinematică a lubrifiantului = 0,92 ;
=factorul de rugozitate a flancurilor pentru solicitarea de contact ;

√

√

√
√


 ;
 ;
 ;


;
 ( )
;


;
 ;

24






;
9.Numărul critic de dinți al pinionului,la verificare:

( )

( )

 ;
 ;
10.Criteriul siguranței în funcționarea angrenajului pentru dimensionare si
verificare:



;
11.Distanța dintre axe:
( ) √
( )
=
( )
√
( )

=221,40 mm .
12.Lățimea pinionului și roții:
 ;

25

 ( ) = 120+2
5=130 mm ;


;

13.Verificarea angrenajului la cealaltă solicitare:
( )

( )

26

4.1.5 FORȚELE DEZVOLTATE ÎN ANGRENAJ UL CILINDRIC CU DINȚI
ÎNCLINAȚI

Fig. 4 .2 Forțele dezvoltate în angrenajul cilindric cu dinți înclinați

Pe baza principiului acțiunii si reacțiunii =˃
;

27

;
;

4.2. CALCULUL UNOR ELEMENTE ALE CARCASEI.
FORMA CONSTRUCTIVA SI PRINCIPALELE DIMENSIUNI ALE
CARCASEI

Fig.4 .3 Forma constructivă și principalele dimensiuni ale carcasei unui
reductor de turație cu angrenaj cilindric

28

Tabelul 1
Denumirea elementelor carcasei Simbol Relații de calcul

Grosimile pereților și nervurilor
– Corpului
– Capacului
– Nervurilor capacului și
corpului

s

(0.8 …1)
s = (0.8 … 1)

Lățimile și grosimile flanșelor
– Lațimea exterioară
– Lațimea totală
– Grosimea flanșei corpului
– Grosimea flanșei capacului

h

= a+b – R
= a+b +
h = (1.5…2)
( )

Diametrele șuruburilor
– De fixare a tălpii
– De fixare a lagărelor
– De fixare a flanșelor
– Distanța dintre șuruburi
– Lațimea superioara
– Lațimea feței la rezemare

d

s

d = (1.5…2)
= 0.75 d
= 0.5 d
s = 150 … 200 mm
= a+b+0.2
= a+b+1.2

29

4.3 CALCULUL ELEMENTELOR SUBANSAMBLULUI
ARBORELUI I
4.3.1 CALCULUL ARBORELUI I
a) Forțele și momentele care acționează asupra arborelui I
Asupra arborelui I acționează următoarele forțe și momente:
;
;
;

;
;

b) Schema de încărcare, diagrama de eforturi, forma constructivă a
arborelui I:

30

Fig. 4.4 Schema de încărcare a arborelui I

31

( )
;

[ ( )] ;

[ ] ;
c) Felul și caracterul solicitărilor
Arborel e este supus la încovoiere alternant simetric și la torsiune pulsatorie.
d) Calculul reacțiunilor :
 În plan orizontal
 ∑
;

;
 ∑

Verificare:

 În plan vertical

 Reacțiunile rezultate sunt:
√ √ ;
√ √ ;
e) Calculul momentelor încovoietoare și echivalente în principalele secțiuni:

32

Se precizează momentele de torsiune și încovoietoare care acționează în
principalele secțiuni :
 În secțiunea 4:
;
 În secțiunea 3:
;
;
;
;
√ √ ;
√ √ ;
f) Alegerea materialului și stabilirea rezistenței admisibile.
Arborele se execută din oțel aliat marca 41 având următoarele
caracteristici mecanice:
;

;
;
( ) ;
;
;
g) Calculul de dimensionare al arborelui în principalele secțiuni:
 în secțiunea 4:
√

√

33

 Se admite
 în secțiune 3:
√

√

 Se admite
h) Calculul de rezistență de verificare la oboseală al arborelui.
Acest calcul constă în calculul coeficientului de siguranță în principalele secțiuni:
 în secțiune 3:

√ ;

(
*

;
Întrucât solicitarea de înconvoiere este alternant simetrică

(
*

,
în care :
= coeficient de concentrare a tensiunilor, se determină în funcție de rezistența la
rupere și de secțiunea realizată.
= 1,66 ;
=factorul dimensional se determină în funcție de diametrul arborelui și mate rial.
=0,77 ;
=factorul tehnic, se precizează în funcție de material și modul de prelucrare a
suprafețelor.
=0,88 ;

34

( )

(
)

(
)

(
)

( )

(
)

√
√

 în secțiunea 4:

(
)

Unde:

( )

(
)

;

35

4.3.2 CALCULUL ANSAMBLĂRII CU PANĂ
 Se face pe baza schemei următoare:

Fig. 4.5 Asamblarea cu pană a arborelui I
 Se stabilesc următoarele elemente geometrice:
 Lungimea bu tucului:
( ) ;
( ) ;
;
 În funcție de diametrul arborelui se alege din pene conform STAS:
= 80 mm ;

Verificarea la presiunea de contact:

=
=595,9 ≤ =(400…800)
unde se pun două pene diametral opuse ;
Verificarea la forfecare:

=
=399,83
=0,25 ·7500 =1875

36

4.3.3 CALCULUL DE ALEGERE AL RULMENȚILOR
Se face pe baza schemei următoare :

Se aleg rulmenți radial -axiali cu role conice avînd: d=45 mm; D=100 mm;
B=25 mm; =86 KN; e=0,83; Y=0,72 ;
;
;
( ) ;

= 0,5·
= 300,45 daN ;

= 0,5·
= 300,45 daN ;
( ) ;
= 332,04 daN ;
( ) ;
( ) ;
( ) ;
( )= ;
=300,45 daN ;
= =432,66 daN ;

=
=1,10 > e = 0.83 ;

P = max ( ) = max (432,66 daN, ) = 570,53 daN ;

37

C = P·
= P·(
) ⁄
(
) ⁄ = 570,53 ·(
) ⁄
(
) ⁄ =300,8 daN= 3008 N = 3,008 KN <
=86 KN

4.4 CALCULUL ELEMENTELOR SUBANSAMBLULUI
ARBORELUI II
4.4.1 CALCULUL ARBORELUI II:

a) Forțele și momentele care acționează asupra arborelui II
Asupra arborelui II acționează următoarele forțe și momente:





·cm

 cm

b) Schema de încărcare, diagrama de eforturi, forma constructivă a
arborelui II.

38

Fig. 4.6 Schema de încărcare a arborelui II

39

c) Felul și caracterul solicitărilor
Arborele este supus la încovoie re alternant simetrică și la tor siune pulsatorie .
d) Calculul reacțiunilor
– în plan orizontal:
∑ ( )

∑ ( )

Verificare:

408,96 -318,27 -90,96=0
– în plan vertical :

Reacțiunile rezultante sunt:
√ √ ;
√ √ ;
e) Calculul momen telor încovoietoare și echivalente în principalele secțiuni:
 Se precizează momentul de torsiune și încovoietoare care acționează în
principalele secțiuni:
 în secțiunea 4:
cm;
 în secțiunea 3:
;

40

= ·a = – 90,69·9 = -816,21 daN·cm ;
;
√ √ ;
√ √ ;
f) Alegerea materialului și stabilirea rezistenței admisibile
Arborele se execută din oțel aliat marca având următoarele
caracteristici mecanice:
;
;
;
;
;
( ) ;
;
;
g) Calculul de dimensionare al arborelui în principalele secțiuni:
 în secțiunea 4:
√
√
;
;
 Se admite ;
 în secțiune 3:
√

√

 Se admite ;

41

h) Calculul de verificare la oboseală a arborelui I
Acest calcul constă în calculul coeficientului de siguranță în principalele secțiuni :
 în secțiune 3:

√ =
√ ( );

(
)

Întrucât solicitarea de înconvoiere este alternant simetrică

(
)

(
)

În care : = 1,66; =0,77; =0,88;

( )

(
)

(
)

(
)

( )

42

(
)

 în secțiunea 4:

(
)

unde:

(
)

( )

4.4.2 CALCULUL ASAMBLARII CU PANA :
Se face pe baza schemei urmatoare:

 în secțiunea 3 :
=70 mm ;

43

Se adoptă : b x h = 20 x 12
( ) ;
( ) ;
;
Cu dimensiunile penei adoptate, se face calculul de verificare:
Verificarea la presiunea de contact:

=
=506,76 ≤ =(400…800) ;
Verificarea la forfecare:

=
=240,045 =0,25 ·7500
=1875 ;
 în secțiunea 4:
=55 mm
Se adoptă : b x h = 16 x 10 ;
( )
( ) ;
;
Cu dimensiunile penei adoptate , se face calculul de verificare:
Verificarea la presiunea de contact:

=
=520,60 ≤ =(400…800) ;
Verificarea la forfecare:

=
=278,84 =0,25 ·7500
=1875 ;

44

4.4.3 CALCULUL DE ALEGERE AL RULMENȚILOR
Se face pe baza schemei următoare :

Se aleg rulmenți radial -axiali cu role conice avînd: d=65 mm; D=140 mm;
B=33 mm; =160 KN; e=0,83; Y=0,72;
;
;
( ) ;

= 0,5·
= 408,24 daN ;

= 0,5·
= 299,95 daN ;
( ) ;
= 408,24 daN;
( ) ;
( )
( ) ;
( )= ;
=299,95 daN;
= =431,94 daN;

=
=0,89 > e = 0.83 ;

45

P = max ( ) = max ( 614,06 daN431,94 ) = 614,06 daN;
C = P·
= P·(
) ⁄
(
) ⁄ = 614,06 ·(
) ⁄
(
) ⁄ =3429,7 daN= 34297 N
= 34,297 KN < =160 KN;

46

Capitolul 5. CALCULUL TRANSMISIEI CU LANȚ

5.1 CALCULUL PASULUI TRANSMISIEI CU LANȚ
Se utilizează relaț ia de calcul :
p = 390 √
= √
= 36,16 mm ;
Se adoptă p=38,10 mm ;
=22,23mm ;
unde:
– reprezintă factorul de exploatare ;
;
– factorul de suprasarcină ;
Se adoptă pentru funcționarea liniștită ;
factorul de reglare a distanței î ntre axe ;
Se adopta = 1,5 la transmisii la care distanța între axe este nereglabilă ;
factorul de lungime a lanț ului;
Se adoptă = 1 pentru A=(30 . . . 50) p ;
factorul de poziț ie a liniei centrelor ;
Se adoptă = 1 pentru θ = ( )
Unde θ este unghiul de poziție față de direcția orizontală
factorul de ungere ;
Se adoptă 1 la ungerea continuă prin picurare ;
factorul duratei de funcț ionare;
Se adopta 1,25 pentru durata de funcț ionare de 16 ore pe zi ;

= (0,24 … 0,31) se adopt ă: Ψ = 0.25 unde Ψ este coeficientul de pas;
= 1,2,3 se adoptă ;
Se adoptă p= 38,10 mm

47

Având diametrul exterior al rolei = 22,23 mm, ș i forț a de rupere =
25400 daN .
5.2 CALCULUL ELEMENT ELOR GEOMETRICE ALE DANTURII
ROȚILOR DE LANȚ
Conform schemei :

Fig. 5.1 Forma și dimensiunile profilelor limită frontale pentru dantura
roților de lanț
Se determină :
– Diametrul de divizare
=

=

= 364,49 mm;
=

=

= 1455,47 mm ;

– – diametrul de fund
= – = 364,49 – 22,23 = 342,26 mm ;
= – = 1455,47 – 22,23 = 1433,24 mm ;

48

– – diametrul de vâ rf
= + 1,25 p – = 364,49 + 1,25 38,10 – 22,23 = 389,88 mm ;
= + 1,25 p – = 1455,47 + 1,25 38,10 – 22,23 = 1480,86mm ;
= + p (1-
) – = 364,49+ 38,10 (1-
) – 22,23
= 378,32 mm ;
= + p (1-
) – = 1455,47 + 38,10 (1-
) – 22,23
= 1470,83 mm ;
– – diamerul rolei calibru;
= ;

– Dimensiunea peste role
= = 364,49 + 22,23 = 386,72 mm ;
= = 1455,47 + 22,23 = 1477,7 mm ;

– raza locaș ului rolei
= 0,505 = 0,505·22,23=11,22 mm ;
= 0,505 + 0,069 √ = 0,505·22,23+0,069· √ =11,42 mm

– – unghiul loc așului rolei
= 140 –
= 140 –
=137 ;
= 120 –
= 120 –
=117 ;
= 140 –
= 140 –
;
= 120 –
= 120 –
119,25

49

– – raza flancului dintelui
= 0,12 ( +2)= 0,12 ( ) 85,36;
= 0,008 ( +180 )= 0,008 ( ) ;
= 0,12 ( +2)= 0,12 ( ) ;
= 0,008 ( +180 )= 0,008 ( ) ;

– – înalțimea di ntelui la poligonul de divizare
= p (0,625 +
) (
)- 0,5
= 13,71 ;
= 0,5 ( )= 0,5 ( ) ;

– Distanța teoretică dintre axe poate f i impusa sau se alege in funcție de pasul
lanțului astfel:
= (20…80) = 20 = 762 mm ;
– Lungimea lanțului se calculează astfel:
L ≈ 2 +
( + ) + ( )
;
L ≈ 2 +
(364,49 + 1455,47) + ( )
= 4971,49 mm ;
– Numărul de zale ale lanț ului:

= 130,48 zale ;
– Distanț a dintre axe r ecalculată :

=
[
√(
)
(
)
]=
Pentru i distanța minimă între axe se calculează astfel:

=

= 925,87 mm ;

50

– Unghiul din tre ramurile transmisiei cu lanț

=
– Unghiul de infășurare a lanțului pe roțile de lanț :

51

Capitolul 6. CALCULUL UNOR ELEMENTE ALE
SISTEMULUI DE PRESARE

6.1 CALCULUL ASAMBLĂRII CU PIESE FILETATE
Printr -un cuplaj , mișcarea se transmite la a doua parte a sistemului de
transmisii mecanice, respectiv la asamblarea filetată cu șurub de mișcare.
Momentul de torsiune la arborele II este:
;
Momentul de torsiune dezvoltat generează o forță axială, F și de obține:

( );

(( ) (5.1)
Diametrul arborelui de ieșire II în secțiunea 4 este
√
√
;
Se adoptă un filet de mișcare Tr 70×6, având :
– Diametrul interior =63,505 mm;
– Diametrul mediu =66,103 mm
– Pasul p = 6mm;

Se calculează :

;
= arctg

= arctg

=5,94˚ ;

Din relația (5.1 ) rezultă forța axială de presare maximă :

( )
( ))

52

Se face calculul de verificare, calculând coeficientul de siguranță :

( )

√ √

( )

=
( )

;

6.2 DETERMINAREA NUMĂRULUI DE SPIRE AL PIULIȚEI
 Pentru filetele de mișcare, din condiția la presiune de contact :

( )
Se obține numărul de spire:

( )
( )

unde:
este coefcientul prin care se ține seama de repartiția neuniformă a
sarcinii pe spirele filetului

( )

53

( )

Se admite:
z = 10 spire ;
Lățimea piuliței este :
m=z .

54

Capitolul 7. NORME DE SĂNĂTATE ȘI SECURITATE ÎN
MUNCĂ

Toate părțile în mișcare ale mașinilor, ale echipamentului de transmisie și
toate părțile care prezintă pericol la mașinile antrenate, voe fi prevăzute cu
apărători sau dizpozitive de protecție, indiferent de amplasarea mașinilor și
echipamentelor respective.
Întreprinderile cât și constructorul sunt obligații ca, atunci când comandă sau
livrează o mașină, p iese de schimb, utilaje sau alt echipament de lucru, să
precizeze în comandă ca acestea să fie prevăzute cu toate dispozitivele și
apărătorile de protecție omologate, cerute de normele de protecție a muncii.
Dispozitivele și aparătorile de protecție și de siguranță vor fi astfel
proiectate, construite și utilizate încât să poată îndeplinii următoarele condiții:
– să asigure o protecție efectivă, să prevină accidentele și să nu constituie ele
însele o sursă de pericol;
– să împiedice orice acces în zona peri culoasă pe tot timpul lucrului;
– să permită desfașurarea procesului tehnologic în bune condiții;
– să fie durabile și rezistente la solicitările normale, la șocuri, coroziune etc.
și sa nu fie scoase ușor din funcțiune;
– să poate fi utilizate timp îndelu ngat cu un minimum de întreținere;
– în caz de defectare, să permită înlocuirea lor cât mai ușor;
– să permită ungerea, reglarea și repararea mașinii fără pericole de accidente.
Toate dispozitivele de protecție, ca și apărătorile și carcasele de orice fel vor
fi vopsite în exterior cu aceeași culoare ca și mașina, iar în interior, precum și

55

suprafețele pe care le acoperă, cu vopsea de culoare galbenă de securitate, conform
standardelor de stst în vigoare.
Este strict interzisă desfințarea sau înlăturarea te mporară a oricărei apărători,
mijloc de protecție sau dispozitiv de securitate care este montat pe un utilaj, mașină
sau o parte a acestora, cu excepția cazului când utilajul sau mașina se află în curs
de reparație, cu care ocazie se verifică și se repară și toate apărătorile și
dispozitivele de protecție.
Este strict interzisă funcționarea unei mașini, utilaj etc. fără apărătoare sau
dispozitiv de protecție, chiar pentru probe mecanice sau tehnologice.
De asemenea, este strict interzisă funcționarea unei mașini, utilaj etc., cu
dispozitivele sau apărătorile de protecție defecte, încomplete sau montate
necorespunzător.
După efectuarea reparației, apărătorile sau dispozitivele vor fi imediat
montate la locul lor și probate chiar dacă utilajul sau mașina nu intră imediat în
funcțiune.
Defecțiunile sau deficiențele aparute la un utilaj, dispozitiv sau apărătoare de
protecție vor fi aduse imediat la cunoștință șefului de secție sau, în lipsa acestuia,
conducătorului locului de muncă, acesta fiind obligat să ia măsuri de oprire
imediată a utilajului și de remediere a defecțiunii.
Întreprinderile sunt obligate să asigure cu apărători și dispozitive de
protecție și mașinile care prin construcție nu au fost prevăzute, precum și cele
transferate sau achiziționate, c u lipsuri de acest fel, în care cazuri se va lua avizul
proiectantului de specialitate .

56

ECHIPAMENT DE TRANSMISIE
 Toate părțile transmisiilor orizontale vor fi protejate prin carcase de
protecție.
 Capetele de arbori vor fi protejate prin capace fixe sau manșoane de
siguranță, fixate pe părțile mașinii.
 Toate șuruburile , penele, bolțurile , gresoarele sau alte proeminențe în
mișcare de rotație vor fi netezite sau altfel protejate încât să împiedice personalul
să vină în contact cu ele.
 Cuplajele și ro țile-cuplaje, indifferent dacă au sau nu părți
proeminente și indifferent de amplasare , vor fi protejate cu aparători de protrcție
tip crcasă.
 Roțile dințate și lanțurile antrenate mecanic vor fi protejate complet
prin apăratori tip carcasă, în afara cazu lui când sunt capsulate sau protejate prin
amplasare.
 Roțile dințate defecte, cu crăpături sau cu părți de coroană spartă, nu
se vor folosi. Este interzisă folosirea roților de transmisie din lemn la locuri de
muncă ce prezintă umiditate ca și a roților de mase plastice, făra măsuri de
prevenire a acumulărilor de potențial electrostatic , acolo unde este pericol de
explozie.
 Roțile de transmisie vor fi montate și menținute într -o aliniere corectă,
pentru a împiedica fuga laterală a curelelor.
 Întinzătorile de curea și de benzi transportoare vor fi contrabalansate,
de construcția robustă, bine fixate și protejate corespunzător.
 Este interzisă manipularea manuală a curelelor în mers. De asemenea,
sunt interzise legăturile metalice, agrafele sau șuruburile pent ru curel, folosindu -se
prin coasere.

57

 Demontarea apărătorilor și dispozitivelor de protecție de pe
echipamentul de transmisie este interzisă dacă, în prealabil, sistemul de acționare
nu a fost oprit și blocat.
 Deblocarea manuală a echipamentului de transmis ie este interzisă,
dacă în prealabil sistemul de acționare nu a fost oprit și blocat.

58

CONCLUZII

Lucrarea de față prezintă atât principalele noțiuni teoretice, cât și practice
privind reductoarele cilindrice cu di nți înclinați. Acestea sunt cel mai des întalnite
datorită gamei largi de rapoarte de transmitere și de puteri ce se pot realiza cu
ajutorul lor.
Angrenajele au o largă utilizare în transmisiile mecanice, datorită avantajelor
pe care le prezintă:
– raport de transmitere c onstant;
– siguranță în exploatare;
– durabilitate ridicată;
– randament ridicat;
– gabarit redus;
– posibilitatea utilizării pentru un domeniu larg de puteri, viteze și
rapoarte de transmitere.
Ca dezavantaje, se pot menționa:
– precizii mari de execuție și montaj;
– tehnologie complicată;
– zgomot și vibrații în funcționare.
Din abordarea teoretică și practică a acestui proiect a rezultat faptul că
angrenajele cilindrice cu dinți înclinați sunt angrenaje ce au axele paralele și, în
comparație cu alte tipuri de angr enaje, au următoarele avantaje:
– produc un zgomot mai redus ;
– gradul de acoperire este mai mare și ca urmare capacitatea portantă este mai
mare.

59

Însă există și dezavantajele , printre care putem enumera :
– apariția forțelor axiale,
– necesită utilizarea unor lagare radial -axiale.
O importanță deosebită s -a acordat arborilor. Aceștia au fost confecționați
dintr -un oțel aliat pentru tratament termic, destinat construcției de mașini (de
calitate 41MoCr11) .

60

BIBLIOGRAFIE

1. Gafițanu, M. ș.a., Organe de mașini, vol. II, Editura tehnică, București,
1983
2. Grigore, N., Minoiu, Șt., Mecanisme și organe de mașini, Universitatea
Ploiești, 1991.
3. Posea, N., Rezistența materialelor, Editura Didactică și Pedagogică,
București, 1979.
4. Posea, N., Anghel, Al., Manea, C., Hotea, Gh., Rezistența materialelor.
Probleme, Editura Științifică și Enciclopedică, București, 1986.
5. Sauer, L. ș.a., Angrenaje, Proiectare. Mater iale, Editura Tehnică,
București, 1970.
6. Rădulescu, C.D. ș.a., Organe de mașini, vol. III. Transmisii mecanice,
Universitatea din Brașov, 1985.
7. Jula, A., Rădulescu, C.D. ș.a., Organe de mașini , Editura Tehnică,
București, 1984.
8. Mădăras, L., Organe de mașini, vol II Institutul Politehnic „Traian Vuiaˮ,
Timișoara, 1989.
9. Grigore, N., Organe de mașini, vol. I. Asamblări , Editura Tehnică,
București, 2000.
10. Drăghici, I. ș.a., Organe de mașini. Probleme, Editura Didactică si
Pedagogică, București, 1980.
11. Grigor e, N. ș.a., Organe de mașini. Îndrumar de lucrări de laborator,
Editura Universității „Petrol – Gazeˮ, Ploiești, 2000.
12. Grigore, N., Organe de mașini. Transmisii mecanice, Editura Universității
din Ploiești,2003.
13. Grigore, N., Organe de mașini. Angrenaje c ilindrice, Editura Universității
„Petrol – Gazeˮ din Ploiești, 2008.