89399626 Lant Cinematic Principal Strung Normal

PROIECT

1. TEMA DE PROIECT

Sa se proiecteze LCP de la un strung normal avand urmatoarele caracteristici :

Numarul de trepte de turatii : Z = 12 Turatia maxima : nmax = 1180 rpm

Ratia seriei geometrice a turatiilor : φ = 1,18 Puterea : P = 10 KW

1

PROIECT

2. MEMORIU TEHNIC

Parcul de masini-unelte , aflat in dotarea intreprinderilor constructoare de masini , cuprinde o varietate foarte larga de tipuri si dimensiuni de masini impusa de varietatea mare a formelor , dimensiunilor si materialelor pieselor de prelucrat prin aschiere , a preciziilor dimensionale , a calitatii suprafetelor prelucrate , a tipurilor si materialelor sculelor aschietoare etc.

Pentru analiza cinematica si constructive a masinilor-unelte este necesara clasificarea si gruparea lor dupa diferite criterii , ca de exemplu :

1. Dupa procedeul de prelucrare folosit , masinile unelte sunt grupate in :

• masini de strunjit (strunguri);• masini de frezat;• masini de gaurit;• masini de rectificat;• masini de mortezat;• masini de rabotat etc.

2. Dupa felul operatiei ce se executa pe masina-unealta se deosebesc :

• masini de filetat;• masini de prelucrat canale de pana;• masini de prelucrat roti dintate(masini de danturat);

3. Dupa gradul de mecanizare se grupeaza in :• masini-unelte cu comanda manuala;• masini-unelte cu comanda semi-automata;

2

PROIECT

• masini-unelte cu comanda automata;4. Dupa dimensiunea sau gabarit exista :

• masini-unelte mici;• masini-unelte mijlocii;• masini-unelte grele;• masini-unelte foarte grele;

Dimensiunile , sau greutatea care determina includerea unei masini-unelte intr-una din grupele de mai sus , depinde de felul masinii respective;

5. Dupa precizia de lucru masinile-unelte se pot grupa in :• masini-unelte cu precizie normala;• masini-unelte cu precizie ridicata;

6. Dupa gradul de universalitate , care subintelege si felul productiei unde se utilizeaza , exista :

• Masini-unelte universale;• Masini-unelte specializate;• Masini-unelte speciale;

Grupele de masini-unelte , mentionate mai sus , mai pot fi subdivizate prin luarea in considerare a unor parametrii , sau caracteristici constructive.De exemplu , grupa masinilor-unelte universale , masini destinate prelucrarii unei game largi de tipuri si dimensiuni de piese executand diverse operatii mai poate fi subimpartita in:

a) masini-unelte cu unviersalitate larga , care include masinile de frezat si alezat orizontale ( bohrwerk-urile) , cu care se prelucreaza diferite tipuri si dimensiuni de piese , cu operatii de frezare , gaurire , strunjire , filetare etc. sau strungurile universale , cu care , prin folosirea unor dispozitive auxiliare se pot efectua si operatii de freazare , alezare , strunjire de detalonare , rectificare etc.

b) masini-unelte cu universalitate ingusta , ca de exemplu , masinile de rectificat , masinile de gaurit etc.

Utilizarea masinilor-unelte universale prezinta avantajul ca se elimina transportul semifabricatelor intre operatii , reduce reglarile si pozitionarile repetate ale semifabricatului , sau sculei , etc.

Masinile-unelte specializate sunt destinate prelucrarii unui anumit tip de piesa , sau suprafata , piesele putand avea o gama de dimensiuni. Din aceasta grupa fac parte masinile de prelucrat dantura rotilor dintate , strungurile de detalonat , strungurile de prelucrat arbori cotiti , de prelucrat arbori cu came , de filetat etc. Din aceasta

3

PROIECT

grupa fac parte varietatea mare de masini-unelte agregat , utilizate in productia de serie mare.

Grupa strungurilor sunt cele mai raspandite in industria constructoare de masini.

Proiectarea unei masini noi impune o buna cunoastere a caracteristicilor si performantelor utilajelor similare in exploatare, a solutiilor cinematice si constructive.

Masinile-unelte proiectate trebuie sa raspunde intregral prescriptiilor cerute prin tema de proiectare. Prin constructia de masini se va asigura posibilitatea de a alegere a unui regim de aschiere cat mai apropiat de cel optim. O atentie deosebita se va acorda automatizarii , astfel incat sa se reduca timpii auxiliari , sa se elimine subiectivitatea , muncitorului si solicitarea fizica si psihica a acestuia.

Proiectantul trebuie , de asemenea sa urmareasca ca masina-unealta sa se realizeze cu un pret de cost cat mai redus. In consecinta , piesele componente si intreaga masina se va proiecta cu o greutate cat mai redusa , economisandu-se in special materialele scumpe si cele deficitare.

In proiectarea pieselor trebuie sa se tina seama si de tehnologia prelucrarilor , evitandu-se constructiile netehnologice , dificil de realizat . Montajul subansamblelor si asamblarea intregii masini , de asemenea , sa realizeze usor , cu cheltuieli minime de manopera , timp si energie.

Prin prevederile unei accesibilitati usoare in cazul unei interventii , se va urmarii ca reparatiile sa se efectueze rapid si cu cheltuieli minime.

O atentie deosebita se va acorda esteticii masinii-unelte , pentru realizarea unui climat de munca placut si asigurarea competivitatii si din acest punct de vedere.

Proiectantul trebuie sa tina seama si de seria care urmeaza sa se produca masina-unealta proiectata. Astfel,daca masina reprezinta unicat sau urmeaza sa se produca intr-un numar mai mic de bucati, piesele componente vor fi astfel concepute incat sa poata fi fabricate cu o dotare tehnica minima.

4

PROIECT

Strungurile normale se caracterizează printr-un înalt grad de universalitate şi sunt destinate prelucrării pieselor de revoluţie avînd forme şi dimensiuni variateÎn figura se prezintă schema cinematică structurală a unui strung

normal

Fig. 1.1 Schema cinematica a unui strung normal

Piesa fixata în dispozitivul de fixare Df (mandrina universal), executa miscarea principala A, iar cutitul fixat în suportul Sc executa miscarea de avans longitudinal B, sau de avans transversal C. Rotatia piesei se realizeaza prin lantul cinematic principal alcatuit din motorul electric asincron ME1,mecanismele de cuplare si inversare a turatiei C1,I1, cutia de viteze Cv si arborele principal Ap cu dispozitivul de fixare Df .

Avansul longitudinal B al saniei longitudinale SL se realizeaza prin lantul cinematic de avans longitudinal L1. Miscarea se transmite saniei longitudinale prin cuplajul C2, inversorul de avans I2, rotiile de schimb As, Bs, cutia de avansuri si filete CAF, comutatoarele de miscare C3,C4 si mecanismul de transformare pinion cremaliera

Miscarea de avans C a saniei transversale ST se realizeaza prin lantul cinematic de avans transversal. Acesta este derivat din lantul cinemati de avans longitudinal de la comutatorul C4, iar prin comutatorul C5 se antreneaza surubul avansului transveral SC2. Ambele avansuri se mai pot realiza si manual de la rotile de mâna Rm1 si Rm2.

5

PROIECT

Miscarile de avans rapid se realizeaza cu ajutorul motorului electric ME2

si a cuplajului de depasire CD.Prelucrarea filetelor se realizeaza prin cuplarea surubului

conducator SC4 si a piulitei cuplabile PC. Toate elementele ce transmit miscarea de la arborele principal la surubul conducator constituie lantul cinematic de filetare.

Sania suport SS poate fi înclinata fata de axa masinii (în vederea strunjirii pieselor conice), avansul sau E realizându-se manual de la roata de mâna Rm3

Papusa mobila PM se poate deplasa si pozitiona manual pe ghidajele batiului. Pinola papusii mobile PPM utilizata pentru utilizarea unor scule sau dispozitive se poate deplasa manual de la roata de mâna Rm4 Lantul cinematic principal asigura desprinderea aschiei cu o viteza optima de aschiere. Miscarea se efectueaza pe traectoria curbei directoare sau formeaza curbe elementare a caror înfasuratoare este directoare. Se clasifica dupa traectoria miscarii realizate la organul de iesire :

-lanţuri cinematice pentru mişcare circulară -lanţuri cinematice pentru mişcare rectilinie

Lanţurile cinematice pentru mişcare circulară în funcţie de tipul maşini unelte trasmit mişcare la semifabricat (cazul strungurilor) sau la sculă (maşini de frezat, găurit).Viteza de aşchiere obţinută la organul de ieşire depinde de mai mulţi factori care se modifică în timpul expluatări maşinii unelte, astfel că lanţurile trebuie să asigure obţinerea vitezelor de aşchiere la valorile optime. Din punct de vedere al obţineri valorilor vitezelor de aşchiere lanţurile mişcări principale se grupează în :

-lanţuri cu schimbare în trepte a vitezelor -lanţuri cu schimbare continuă a vitezelor

Operaţia de schimbare a turaţiei organului de ieşire astfel ca viteza periferică să corespundă cu viteza de aşchiere dorită este de fapt o reglare de unde şi mecanizmele destinate acestui scop se numesc mecanisme de reglare. În componenţa lanţurilor cinematice ale mişcări principale mai intră: mecanisme pentru inversarea sensului de rotaţie, mecanisme pentru cuplarea şi decuplarea mişcări precum şi mecanisme de frânare în scopul reducerii timpului de oprire.

Organul de antrenare fiind un motor electric miscarea de intrare este deci o miscare de rotatie cu una sau mai multe turatii de unde se transmite la organul de iesire prin intermediul unui sistem de mecanisme mecanice, hidraulice, electrice sau combinatii ale acestora.

Actionarea strungurilor normale se realizeaza cu motoare electrice asincrone.Utilizare acestor motoare în lanturile cinematice ale masinilor unelte

6

PROIECT

universale presupune existenta unor elemente de reglare. Reglarea lanturilor cinematice principale ale strungurilo normal se realizeaza cu ajutorul unor cutii de viteze construite la majoritatea strungurilor cu roti baladoare. Astfel se ofera posibilitatea reglarii turatiei într-un numar de trepte dispuse în serie geometrica.

Pentru realizarea temei date s-a ales varianta mixta de transmisie, cu curele trapezoidale si angrenaje cu roti dintate.

Cutia de viteze are patru arbori : • de intrare , • doi arbori intermediari,• arbore principal.

Arborele de intrare preia miscarea de rotatie prin intermediul unei roti de curea si sustine trei roti dintate fixe ce angreneaza cu un grup de trei roti baladoare montate pe primul arbore intermediar, care este canelat pentru a permite miscarea axiala a rotilor baladoare. Tot pe primul arbore intermediar este montat al dilea grup balador cu doua roti dintate ce transmit miscarea celui de-al doilea arbore intermediar prin angrenarea cu doua roti fixe , montate pe acesta. Al doilea arbore intermediar este partial canelat pentru a permite montarea unui grup balador cu doua roti dintate ce angreneaza cu doua roti fixe montate pe arboreal principal.

Din combinarea in angrenare a rotilor baladoare de pe arborii intermediari cu cele fixe montate pe arborele de intrare respectiv arborele principal rezulta un numar de 12 viteze.

Pentru preluarea fortelor axiale ce apar la arborele principal in timpul procesului de aschiere, acesta a fost lagaruit cu rulmenti radiali axiali.

Montajul angrenajelor este realizat in interiorul unei carcase realizate in urma operatiilor de turnare si prelucrare mecanica fiind prevazuta cu capac lateral ce asigura accesul in timpul montajului sau interventiilor la piesele din interior.

7

PROIECT

3. MEMORIU JUSTIFICATIV DE CALCUL

3.1. DETERMINAREA TURATIILOR

Turatiile in serie geometrica :

n1 = nmin

n2 = n1 * φ

n3 = n2 * φ = n1 * φ 2

n4 = n3 * φ = n2 * φ 2 = n1 * φ 3

n5 = n4 * φ = n3 * φ 2 = n2 * φ 3 = n1 * φ 4 [ 2, rel. 2.23 pag.54 ]

8

PROIECT

n6 = n5 * φ = n4 * φ 2 = n3 * φ 3 = n2 * φ 4 = n1 * φ 5

n7 = n6 * φ = n5 * φ 2 = n4 * φ 3 = n3 * φ 4 = n2 * φ 5 = n1 *

φ 6

n8 = n7 * φ = n6 * φ 2 = n5 * φ 3 = n4 * φ 4 = n3 * φ 5 = n2 *

φ 6 = n1 * φ 7

n9 = n8 * φ = n7 * φ 2 = n6 * φ 3 = n5 * φ 4 = n4 * φ 5 = n3 *

φ 6 = n2 * φ 7 = n1 * φ 8

n10 = n9 * φ = ... = n1 * φ 9

n11 = n10 * φ = . . .= n1 * φ 10

n12 = n11 * φ = . . .= n1 * φ 11

φ 1.18:=

n12 1180:=

rpm

n11 n12 φ1−

⋅:=

rpm

n11 1 103×=

rpm

n10 n12 φ2−

⋅:=

rpm

n10 847.46=

rpm

n9 n12 φ3−

⋅:=

rpm

n9 718.18=

rpm

n8 n12 φ4−

⋅:=

rpm

n8 608.63=

rpm

n7 n12 φ5−

⋅:=

rpm

n7 515.79=

rpm

n6 n12 φ6−

⋅:=

rpm

n6 437.11=

rpm

n5 n12 φ7−

⋅:=

rpm

n5 370.43=

rpm

n4 n12 φ8−

⋅:=

rpm

n4 313.93=

rpm

n3 n12 φ9−

⋅:=

rpm

n3 266.04=

rpm

n2 n12 φ10−

⋅:=

rpm

n2 225.46=

rpm

n1 n12 φ11−

⋅:=

rpm

n1 191.06=

rpm

9

PROIECT

3.2. ECUATIA STRUCTURALA

Varianta 1

Z = a1 * a2 * a3 = 2 * 3 * 2 = 12

Rezulta 3 grupe de angrenaje : a1 , a2 si a3 - grupa a1 este compusa din 2 angrenaje ; a1 = 2

- grupa a2 este compusa din 3 angrenaje ; a2 = 3


Varianta 2

Z = a1 * a2 * a3 = 3 * 2 * 2 = 12

Rezulta 3 grupe de angrenaje : a1 , a2 si a3




10

PROIECT

a 1n i

n ea 3a 2

Fig. 3.1 Schema bloc

3.3. NUMARUL DE VARIANTE POSIBILE

Nvw!( )

2

q!:=

w

[ 2, rel. 2.27 pag.62 ]

Nv - numarul de variante posibilew - numarul grupelor de angrenaje

w 3:=

q - numarul grupelor de angrenaje cu acelasi raport de transmisie

q 2:=

Nvw!( )

2

q!:=

Nv 18=

I I I I I IZ 7 Z 8

Z 9 Z 1 0

Z 3 Z 4

Z 1 Z 2

Z 5 Z 6

I VZ 1 1 Z 1 2

Z 1 3 Z 1 4

11

Z 1

Z 2

Z 3

Z 4Z 9

Z 1 0

Z 1 1Z 1 3

Z 1 2Z 1 4

a 1

a 3

Z 5

Z 6

Z 7

Z 8

a 2

Z 1

Z 2

Z 3

Z 4

Z 9

Z 1 0

Z 1 1

Z 1 3

Z 1 2Z 1 4

a 1

a 3

Z 5

Z 6

Z 7

Z 8

a 2

Z 7

Z 8

Z 9

Z 1 0

a 2

Z 1

Z 2

Z 3

Z 4

Z 5

Z 6

a 1

D 2

D 1

A P

I I

I

M E

I I I

Z 1 1

Z 1 2

Z 1 3

Z 1 4

a 3

I V

PROIECT

I I I I I I VZ 5 Z 6

Z 7 Z 8

Z 1 1 Z 1 2

Z 9 Z 1 0

Z 1 3 Z 1 4

IZ 1 Z 2

Z 3 Z 4

Fig. 3.2 Fluxul transferului miscarii de rotatie

3.4. VARIANTE DE SCHEME CINEMATICE

a).

b).

12

PROIECT

c).

Fig. 3.3 Scheme cinematice

13

PROIECT

3.5.DETERMINAREA RAPOARTELOR PARTIALE DE TRANSFER

Se alege varianta constructiva ''C '' Se alege motorul de antrenare :Tip : ASI 160M - 42 - 2 [ 1, tab. A.17. pag.240 ]

PM 10:=

kw

ns = 1500 rot/min

nM 1440:=

rot/min

I I I I V ( A P )

S = 2S =

M

n m

= 1 , 1 81

2

3

4

5

6

7

8

9

1 0

1 1

n 1 2

I I I

nnn

nnn

nnnnn

Fig. 3.4. Diagrama de turatii

i0847.45

nM:=

i0 0.59=

i311

φ3

:=

i31 0.61=

i111

φ3

:=

i11 0.61=

14

PROIECT

i32φ

3

1:=

i32 1.64=

i121

φ2

:=

i12 0.72=

i131

φ1

:=

i13 0.85=

i211

φ3

:=

i21 0.61=

i221

1:=

i22 1=

3.6. CALCULUL NUMARULUI DE DINTI AI ROTILOR DINTATE

Se alege pentru roata de curea de pe arborele motorului de antrenare :

D1 90:=

mm

D2D1

i0:=

D2 152.93=

mm

i0 = D1 / D2

Grupul a1

a1b1+ 8

;

a2b2+ 12

;

a3b3+ 48

i111

φ3

a1

b1

3

5

i121

φ2

a2

b2

5

7

15

PROIECT

i13

1

φ

a3

b3

22

26

k48q2

Z1 q k⋅a1

a1 b1++ q 18⋅ 36

Z2 q k⋅b1

a1 b1++ q 30⋅ 60

Z3 q k⋅a2

a2 b2++ q 20⋅ 40

Z4 q k⋅b2

a2 b2++ q 28⋅ 56

Z5 q k⋅a3

a3 b3++ q 22⋅ 44

Z6 q k⋅b3

a3 b3++ q 26⋅ 52

Grupul a2

a1b1+ 8

a2b2+ 2

i211

φ3

a1

b1

3

5

i22 1a2

b2

1

1

k8q15

Z7 q k⋅a1

a1 b1++ q 3⋅ 45

16

PROIECT

Z8 q k⋅b1

a1 b1++ q 5⋅ 75

Z9 q k⋅a2

a2 b2++ q 4⋅ 60

Z10 q k⋅b2

a2 b2++ q 4⋅ 60

Grupul a3

a1b1+ 8

a2b2+ 13

i311

φ3

a1

b1

3

5

i32φ

3

1

a2

b2

8

5

k104q1

Z11 q k⋅a1

a1 b1++ q 39⋅ 39

Z12 q k⋅b1

a1 b1++ q 65⋅ 65

Z13 q k⋅a2

a2 b2++ q 64⋅ 64

Z14 q k⋅b2

a2 b2++ q 40⋅ 40

Rotile dintate au urmatoarele numere de dinti :

z1 36:=

z2 60:=

z3 40:=

z4 56:=

z5 44:=z6 52:=

z7 45:=

z8 75:=

z9 60:=

z10 60:=

17

PROIECT

z11 39:=

z12 65:=

z13 64:=

z14 40:=

3.7. RECALCULAREA RAPOARTELOR PARTIALE SI TOTALE DE TRANSFER

3.7.1. Rapoarte partiale efective :

i0eD1

D2:=

i0e 0.59=

i11ez1

z2:=

i11e 0.6=

i12ez3

z4:=

i12e 0.71=

i13ez5

z6:=

i13e 0.85=

i21ez7

z8:=

i21e 0.6=

i22ez9

z10:=

i22e 1=

i31ez11

z12:=

i31e 0.6=

i32ez13

z14:=

i32e 1.6=

18

PROIECT

3.7.2. Rapoarte totale efective :

e1 i0e i11e⋅ i21e⋅ i31e⋅:= e1 0.13=e2 i0e i12e⋅ i21e⋅ i31e⋅:= e2 0.15=e3 i0e i13e⋅ i21e⋅ i31e⋅:= e3 0.18=e4 i0e i11e⋅ i22e⋅ i31e⋅:= e4 0.21=e5 i0e i12e⋅ i22e⋅ i31e⋅:= e5 0.25=e6 i0e i13e⋅ i22e⋅ i31e⋅:= e6 0.3=e7 i0e i11e⋅ i21e⋅ i32e⋅:= e7 0.34=e8 i0e i12e⋅ i21e⋅ i32e⋅:= e8 0.4=e9 i0e i13e⋅ i21e⋅ i32e⋅:= e9 0.48=

e10 i0e i11e⋅ i22e⋅ i32e⋅:= e10 0.56=e11 i0e i12e⋅ i22e⋅ i32e⋅:= e11 0.67=e12 i0e i13e⋅ i22e⋅ i32e⋅:= e12 0.8=

3.7.3. Turatiile finale efective :

nM 1500:=

[ rot/min ]

n1ef nM e1⋅:=

[ rot/min ]

n1ef 190.68=

[ rot/min ]

n2ef nM e2⋅:=

[ rot/min ]

n2ef 227=

[ rot/min ]

n3ef nM e3⋅:=

[ rot/min ]

n3ef 268.9=

[ rot/min ]

n4ef nM e4⋅:=

[ rot/min ]

n4ef 317.79=

[ rot/min ]

n5ef nM e5⋅:=

[ rot/min ]

n5ef 378.33=

[ rot/min ]

n6ef nM e6⋅:=

[ rot/min ]

n6ef 448.17=

[ rot/min ]

19

PROIECT

n7ef nM e7⋅:=

[ rot/min ]

n7ef 508.47=

[ rot/min ]

n8ef nM e8⋅:=

[ rot/min ]

n8ef 605.32=

[ rot/min ]

n9ef nM e9⋅:=

[ rot/min ]

n9ef 717.07=

[ rot/min ]

n10ef nM e10⋅:=

[ rot/min ]

n10ef 847.45=

[ rot/min ]

n11ef nM e11⋅:=

[ rot/min ]

n11ef 1.01 10 3×=

[ rot/min ]

n12ef nM e12⋅:=

[ rot/min ]

n12ef 1.2 10 3×=

[ rot/min ]

3.7.4. Abaterile relative ale turatiilor efective fata de cele normalizate :

∆n1

n1ef n1−( ) 100⋅

n1:=

∆n1 0.2−=

%

∆n2

n2ef n2−( ) 100⋅

n2:=

∆n2 0.68=

%

∆n3

n3ef n3−( ) 100⋅

n3:=

∆n3 1.08=

%

∆n4

n4ef n4−( ) 100⋅

n4:=

∆n4 1.23=

%

∆n5

n5ef n5−( ) 100⋅

n5:=

∆n5 2.13=

%

∆n6

n6ef n6−( ) 100⋅

n6:=

∆n6 2.53=

%

∆n7

n7ef n7−( ) 100⋅

n7:=

∆n7 1.42−=

%

∆n8

n8ef n8−( ) 100⋅

n8:=

∆n8 0.54−=

%

∆n9

n9ef n9−( ) 100⋅

n9:=

∆n9 0.15−=

%

20

PROIECT

∆n10

n10ef n10−( ) 100⋅

n10:=

∆n10 9−104−×=

%

∆n11

n11ef n11−( ) 100⋅

n11:=

∆n11 0.89=

%

∆n12

n12ef n12−( ) 100⋅

n12:=

∆n12 1.28=

%

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 132

1

0

1

2

3

Fig 3.5 Diagrama abaterilor de turatie

%

l x( )

vyi

x vxi,

21

PROIECT

3.8. DIMENSIONAREA ORGANOLOGICA

( calculul modulelelor rotilor dintate si dimensionarea arborilor )

3.8.1. Calculul puterilor

- puterea pe arborele I :

PM 10:=

kw - puterea motorului

ηtc 0.95:=

- randamentul transmisiei prin curele trapezoidale

ηrul 0.99:=

- randamentul rulmentilor

ηacd 0.99:=

- randamentul angrenajului cilindric cu dinti drepti

P1 PM ηtc⋅:=

[ kw ]

P1 9.5=

kw

- puterea pe arborele II :

P2 P1 ηrul⋅ ηacd⋅:=

[ kw ]

P2 9.31=

kw

- puterea pe arborele III :


[ kw ]

P3 9.13=

kw

- puterea pe arborele IV :

22

PROIECT


[ kw ]

P4 8.94=

kw

3.8.2. Calculul momentelor de torsiune

- momentul de torsiune pe arborele motorului :

PM 10=

kw - puterea motorului

nM 1.5 103×=

rot/min - turatia motorului

TM 9550000PM

nM:=

[ Nmm ]

TM 6.37 10 4×=

Nmm

- momentul de torsiune pe arborele I :

P1 9.5=

kw - puterea pe arborele In intr I [ rot/min ] - turatia arborelui I

nintrI n10:=

[ rot/min ]

nintrI 847.46=

rot/min

T1 9550000P1

nintrI:=

[ Nmm ]

T1 1.07 105×=

Nmm

- momentul de torsiune pe arborele II :

P2 9.31=

kw - puterea pe arborele IIn min II [ rot/min ] - turatia minima pe arborele II

nminII n7:=

[ rot/min ]

nminII 515.79=

rot/min

T2 9550000P2

nminII:=

[ Nmm ]

T2 1.72 105×=

Nmm

- momentul de torsiune pe arborele III :

P3 9.13=

kw - puterea pe arborele IIIn min III [ rot/min ] - turatia minima pe arborele III

nminIII n4:=

[ rot/min ]

nminIII 313.93=

rot/min

T3 9550000P3

nminIII:=

[ Nmm ]

T3 2.78 105×=

Nmm

- momentul de torsiune pe arborele IV :23

PROIECT

P4 8.94=

kw - putere pe arborele IVn min IV [ rot/min ] - turatia minima pe arborele IV

nminIV n1:=

[ rot/min ]

nminIV 191.06=

rot/min

T4 9550000P4

nminIV:=

[ Nmm ]

T4 4.47 105×=

Nmm

3.8.3. Calculul modulelor angrenajelor - modul de calcul -

Pentru executia rotilor dintate se alege OLC 15 STAS 880 - 80 - cementat si calit cu duritatea de 55 HRC

σ0lim 230:=

N

mm2

σHlim 1600:=

N

mm2

[ 4, tab. 13.1 pag. 393 ]

Se calculeaza modulul in functie de presiunea de contact (rezistenta la pitting) :

m

32 T⋅ KM KC⋅( )2⋅

ψd z2⋅ σaH( )2⋅

i 1+i

⋅

[ 4, rel. 13.55' pag. 451 ]

T - momentul de torsiune ψd - coeficientul de latime diametral [ 4, tab. 13.10 pag. 448 ]

ψd 0.5:=

- pentru amplasare asimetrica a pinionului (clasa de precizie

7-8)ψm - coeficientul de latime modular [ 4, tab. 13.10 pag. 448 ]

ψmB

m

B - latimea rotii dintate24

PROIECT

ψm 15:=

- pentru amplasare asimetrica a pinionului (clasa de

precizie 7-8)z - numarul de dintiKM - factorul de material

KM 85.7:=

daN

mm2

- pentru cupla OL/OL [ 4, pag. 458 ]

KC - factorul de forma in punctul de rostogolire [ 4, fig. 13.28 pag. 452 ]

KC 1.64:=

i - raportul de angrenare σaH - tensiunea admisibilaCH - coeficient de sigurantaCH = 1,15...1,5

CH 1.5:=

σaH

σHlim

CH:=

[ N/mm2 ]

σaH 1.07 10 3×=

[ N/mm2 ]

Modulul angrenajului z1/z2 :

z1 36=

z2 60=

i11e 0.6=

m1 2,

32 T1⋅

ψd z1( )2⋅

KM KC⋅( )2

σaH( )2⋅

i11e 1+

i11e⋅:=

m12, 2.48=

Se adopta conform STAS 822 - 82 :

m1STAS 2.5:=


z3 40=

z4 56=

i12e 0.71=

m3 4,

32 T1⋅

ψd z3( )2⋅

KM KC⋅( )2

σaH( )2⋅

i12e 1+

i12e⋅:=

m34, 2.23=


25

PROIECT

z5 44=

z6 52=

i13e 0.85=

m5 6,

32 T1⋅

ψd z5( )2⋅

KM KC⋅( )2

σaH( )2⋅

i13e 1+

i13e⋅:=

m56, 2.03=

Pentru grupul de angrenaje a1 se adopta modulul angrenajelor z1/z2

m1STAS 2.5:=


z7 45=

z8 75=

i21e 0.6=

m7 8,

32 T2⋅

ψd z7( )2⋅

KM KC⋅( )2

σaH( )2⋅

i21e 1+

i21e⋅:=

m78, 2.51=


m2STAS 2.5:=


z9 60=

z10 60=

i22e 1=

m9 10,

32 T2⋅

ψd z9( )2⋅

KM KC⋅( )2

σaH( )2⋅

i22e 1+

i22e⋅:=

m9 10, 1.88=

Pentru grupul de angrenaje a2 se adopta modulul angrenajelor z7/z8 :

m2STAS 2.5=

26

PROIECT


z11 39=

z12 65=

i31e 0.6=

m11 12,

32 T3⋅

ψd z12( )2⋅

KM KC⋅( )2

σaH( )2⋅

i31e 1+

i31e⋅:=

m11 12, 2.3=


m3STAS 2.5:=


z9 60=

z10 60=

i32e 1.6=

m13 14,

32 T3⋅

ψd z13( )2⋅

KM KC⋅( )2

σaH( )2⋅

i32e 1+

i32e⋅:=

m13 14, 1.97=

Pentru grupul de angrenaje a2 se adopta modulul angrenajelor z7/z8 :

m3STAS 2.5=

3.8.4. Dimensionarea arborilor - modul de calcul -

27

PROIECT

Pentru executia arborilor se alege OLC 45 STAS 880 - 80 cu rezistenta admisibila la torsiune :

σai 27:=

N

mm2

[ 4, tab. 1.2 pag.

20 ]

τa

σai

1.35:=

N

mm2

[ 4, pag.

239 ]

τa 20=

N

mm2

Se calculeaza diametrul arborelui in functie de momentul de torsiune la care este supus ( solicitarea principala ) :

d3

16 T⋅π τa⋅

:=

[ mm ] [ 4, rel. 8.14 pag. 239

]T - momentul maxim de torsiune al arborelui

Arborele I (arbore intrare ) :

d1c

316 T1⋅

π τa⋅:=

[ mm ] arbore intrare

d1c 30.1=

[ mm ]

Se adopta

d1 35:=

mm

conform STAS 2671 - 66

Arborele II (arbore canelat) :

d2c

316 T2⋅

π τa⋅:=

[ mm ]

d2c 35.28=

[ mm ]

28

PROIECT

Se adopta

d2 40:=

mm

conform STAS 2671 – 66

Arborele III :

d3c

316 T3⋅

π τa⋅:=

[ mm ]

d3c 41.35=

[ mm ]

Se adopta

d3 45:=

mm

Arborele IV (arbore principal )

d4c

316 T4⋅

π τa⋅:=

[ mm ]

d4c 48.47=

[ mm ]

Se adopta

d4 50:=

mm

29

PROIECT

3.9. DETERMINAREA CARACTERISTICILOR GEOMETRICE A ROTILOR DINTATE - modul de calcul -

Se considera rotile dintate cu profil normal ( nedeplasat )- cremaliera de referinta conform STAS 821 - 82 :

α 20:=

- diametrele de divizare dd :

dd1 m1STAS z1⋅:=

[ mm ] [ 4, rel. 13.10,pag. 403 ]

dd2 m1STAS z2⋅:=

[ mm ]

- distanta axiala elementara A12 :

A12

dd1 dd2+

2:=

[ mm ] [ 4, rel. 13.11,pag.

403 ]

- diametrele cercurilor de cap de :

de1 m1STAS z1 2+( )⋅:=

[ mm ] [ 4, tab. 13.4,pag. 413 ]

de2 m1STAS z2 2+( )⋅:=

[ mm ]

- diametrele cercurilor de picior df :

df1 m1STAS z1 2.5−( )⋅:=

[ mm ] [ 4, tab. 13.4,pag. 413 ]

df2 m1STAS z2 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

- diametrele cercurilor de rostogolire dw :

30

PROIECT

dw1 dd1:=

[ mm ] [ 4, rel. 13.17,pag.

412 ]

dw2 dd2:=

[ mm ]

- diametrele cercurilor de baza db :

db1 dd1 cos α()⋅:=

[ mm ] [ 4, rel. 13.17,pag. 412 ]


[ mm ]

- latimea rotii dintate :

B1 ψm m1STAS⋅:=

[ mm ] [ 4, tab. 13.10,pag.

448 ]

B2 ψm m1STAS⋅:=

[ mm ]

Caracteristicilor geometrice a rotilor dintate Z1 , Z2

- cremaliera de referinta conform STAS 821 - 82 :

α 20:=


dd1 m1STAS z1⋅:=

[ mm ]

dd1 90=

mm

dd2 m1STAS z2⋅:=

[ mm ]

dd2 150=

mm


A12

dd1 dd2+

2:=

[ mm ]

A12 120=

mm


de1 m1STAS z1 2+( )⋅:=

[ mm ]

de1 95=

mm

de2 m1STAS z2 2+( )⋅:=

[ mm ]

de2 155=

mm - diametrele cercurilor de picior df :

df1 m1STAS z1 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

df1 83.75=

mm

df2 m1STAS z2 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

df2 143.75=

mm

31

PROIECT


dw1 dd1:=

[ mm ]

dw1 90=

mm

dw2 dd2:=

[ mm ]

dw2 150=

mm



[ mm ]

db1 36.73=

mm


[ mm ]

db2 61.21=

mm - latimea rotii dintate :

B1 ψm m1STAS⋅:=

[ mm ]

B1 37.5=

mm

B2 ψm m1STAS⋅:=

[ mm ]

B2 37.5=

mm



α 20:=


dd3 m1STAS z3⋅:=

[ mm ]

dd3 100=

mm

dd4 m1STAS z4⋅:=

[ mm ]

dd4 140=

mm


A34

dd3 dd4+

2:=

[ mm ]

A34 120=

mm


de3 m1STAS z3 2+( )⋅:=

[ mm ]

de3 105=

mm

de4 m1STAS z4 2+( )⋅:=

[ mm ]

de4 145=

mm


df3 m1STAS z3 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

df3 93.75=

mm

df4 m1STAS z4 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

df4 133.75=

mm

32

PROIECT


dw3 dd3:=

[ mm ]

dw3 100=

mm

dw4 dd4:=

[ mm ]

dw4 140=

mm



[ mm ]

db3 40.81=

mm


[ mm ]

db4 57.13=

mm


B3 ψm m1STAS⋅:=

[ mm ]

B3 37.5=

mm

B4 ψm m1STAS⋅:=

[ mm ]

B4 37.5=

mm



α 20:=


dd5 m1STAS z5⋅:=

[ mm ]

dd5 110=

mm

dd6 m1STAS z6⋅:=

[ mm ]

dd6 130=

mm


A56

dd5 dd6+

2:=

[ mm ]

A56 120=

mm


de5 m1STAS z5 2+( )⋅:=

[ mm ]

de5 115=

mm

de6 m1STAS z6 2+( )⋅:=

[ mm ]

de6 135=

mm


df5 m1STAS z5 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

df5 103.75=

mm

33

PROIECT

df6 m1STAS z6 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

df6 123.75=

mm


dw5 dd5:=

[ mm ]

dw5 110=

mm

dw6 dd6:=

[ mm ]

dw6 130=

mm



[ mm ]

db5 44.89=

mm


[ mm ]

db6 53.05=

mm


B5 ψm m1STAS⋅:=

[ mm ]

B5 37.5=

mm

B6 ψm m1STAS⋅:=

[ mm ]

B6 37.5=

mm



α 20:=


dd7 m2STAS z7⋅:=

[ mm ]

dd7 112.5=

mm

dd8 m2STAS z8⋅:=

[ mm ]

dd8 187.5=

mm


A78

dd7 dd8+

2:=

[ mm ]

A78 150=

mm


de7 m2STAS z7 2+( )⋅:=

[ mm ]

de7 117.5=

mm

de8 m2STAS z8 2+( )⋅:=

[ mm ]

de8 192.5=

mm


34

PROIECT

df7 m2STAS z7 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

df7 106.25=

mm

df8 m2STAS z8 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

df8 181.25=

mm


dw7 dd7:=

[ mm ]

dw7 112.5=

mm

dw8 dd8:=

[ mm ]

dw8 187.5=

mm



[ mm ]

db7 45.91=

mm


[ mm ]

db8 76.52=

mm


B7 ψm m2STAS⋅:=

[ mm ]

B7 37.5=

mm

B8 ψm m2STAS⋅:=

[ mm ]

B8 37.5=

mm



α 20:=


dd9 m2STAS z9⋅:=

[ mm ]

dd9 150=

mm

dd10 m2STAS z10⋅:=

[ mm ]

dd4 140=

mm


A910

dd9 dd10+

2:=

[ mm ]

A910 150=

mm


de9 m2STAS z9 2+( )⋅:=

[ mm ]

de9 155=

mm

de10 m2STAS z10 2+( )⋅:=

[ mm ]

de10 155=

mm

35

PROIECT


df9 m2STAS z9 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

df9 143.75=

mm

df10 m2STAS z10 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

df10 143.75=

mm


dw9 dd9:=

[ mm ]

dw9 150=

mm

dw10 dd10:=

[ mm ]

dw10 150=

mm



[ mm ]

db9 61.21=

mm


[ mm ]

db10 61.21=

mm


B9 ψm m2STAS⋅:=

[ mm ]

B9 37.5=

mm

B10 ψm m2STAS⋅:=

[ mm ]

B10 37.5=

mm



α 20:=



[ mm ]

dd11 97.5=

mm


[ mm ]

dd12 162.5=

mm


A1112

dd11 dd12+

2:=

[ mm ]

A1112 130=

mm


de11 m3STAS z11 2+( )⋅:=

[ mm ]

de11 102.5=

mm

36

PROIECT

de12 m3STAS z12 2+( )⋅:=

[ mm ]

de12 167.5=

mm


df11 m3STAS z11 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

df11 91.25=

mm

df12 m3STAS z12 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

df12 156.25=

mm


dw11 dd11:=

[ mm ]

dw11 97.5=

mm

dw12 dd12:=

[ mm ]

dw12 162.5=

mm



[ mm ]

db11 39.79=

mm


[ mm ]

db12 66.31=

mm


B11 ψm m3STAS⋅:=

[ mm ]

B11 37.5=

mm

B12 ψm m3STAS⋅:=

[ mm ]

B12 37.5=

mm



α 20:=



[ mm ]

dd13 160=

mm


[ mm ]

dd14 100=

mm


A1314

dd13 dd14+

2:=

[ mm ]

A1314 130=

mm


37

F t 1

F n 1

F r 1

F t 2

F n 2

F r 2

PROIECT

de13 m3STAS z13 2+( )⋅:=

[ mm ]

de13 165=

mm

de14 m3STAS z14 2+( )⋅:=

[ mm ]

de14 105=

mm


df13 m3STAS z13 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

df13 153.75=

mm

df14 m3STAS z14 2.5−( )⋅:=

[ mm ]

df14 93.75=

mm


dw13 dd13:=

[ mm ]

dw13 160=

mm

dw14 dd14:=

[ mm ]

dw14 100=

mm



[ mm ]

db13 65.29=

mm


[ mm ]

db14 40.81=

mm


B13 ψm m3STAS⋅:=

[ mm ]

B13 37.5=

mm

B14 ψm m3STAS⋅:=

[ mm ]

B14 37.5=

mm

3.10. CALCULUL FORTELOR DIN ANGRENAJ - modul de calcul -

- fortele tangentiale :

Ft1 2T1

dd1⋅:=

[ N ] [ 4, pag. 439 ]

Ft2 2T1

dd2⋅:=

[ N ]

- fortele radiale :

Fr1 Ft1 tan α()⋅:=

[ N ]


[ N ]

- fortele normale :

38

PROIECT

Fn1Ft1

cos α( ):=

[ N ]

Fn2Ft1

cos α( ):=

[ N ]

Fortelor din angrenajele Z1, Z2 :

- fortele tangentiale :

Ft1 2T1

dd1⋅:=

[ N ]

Ft1 2.38 103×=

N

Ft2 2T1

dd2⋅:=

[ N ]

Ft2 1.43 10 3×=

N

- fortele radiale :


[ N ]

Fr1 5.32 10 3×=

N


[ N ]

Fr2 3.19 103×=

N

- fortele normale :

Fn1

Ft1

cos α( ):=

[ N ]

Fn1 5.83 10 3×=

N

Fn2

Ft1

cos α( ):=

[ N ]

Fn2 5.83 10 3×=

N

Fortelor din angrenajele Z3, Z4 :- fortele tangentiale :

Ft3 2T1

dd3⋅:=

[ N ]

Ft3 2.14 103×=

N

Ft4 2T1

dd4⋅:=

[ N ]

Ft4 1.53 103×=

N

- fortele radiale :


[ N ]

Fr3 4.79 10 3×=

N


[ N ]

Fr4 3.42 103×=

N

- fortele normale :

39

PROIECT

Fn3

Ft3

cos α( ):=

[ N ]

Fn3 5.25 103×=

N

Fn4

Ft4

cos α( ):=

[ N ]

Fn4 3.75 10 3×=

N


Ft5 2T1

dd5⋅:=

[ N ]

Ft5 1.95 10 3×=

N

Ft6 2T1

dd6⋅:=

[ N ]

Ft6 1.65 10 3×=

N

- fortele radiale :


[ N ]

Fr5 4.35 103×=

N


[ N ]

Fr6 3.68 10 3×=

N

- fortele normale :

Fn5Ft5

cos α( ):=

[ N ]

Fn5 4.77 103×=

N

Fn6Ft6

cos α( ):=

[ N ]

Fn6 4.04 10 3×=

N


Ft7 2T2

dd7⋅:=

[ N ]

Ft7 3.06 10 3×=

N

Ft8 2T2

dd8⋅:=

[ N ]

Ft8 1.84 10 3×=

N

- fortele radiale :


[ N ]

Fr7 6.86 10 3×=

N


[ N ]

Fr8 4.11 103×=

N

40

PROIECT

- fortele normale :

Fn7

Ft7

cos α( ):=

[ N ]

Fn7 7.51 103×=

N

Fn8

Ft8

cos α( ):=

[ N ]

Fn8 4.51 10 3×=

N


Ft9 2T2

dd9⋅:=

[ N ]

Ft9 2.3 10 3×=

N

Ft10 2T2

dd10⋅:=

[ N ]

Ft10 2.3 10 3×=

N

- fortele radiale :


[ N ]

Fr9 5.14 103×=

N


[ N ]

Fr10 5.14 10 3×=

N

- fortele normale :

Fn9

Ft9

cos α( ):=

[ N ]

Fn9 5.63 103×=

N

Fn10

Ft10

cos α( ):=

[ N ]

Fn10 5.63 10 3×=

N


Ft11 2T3

dd11⋅:=

[ N ]

Ft11 5.69 10 3×=

N

Ft12 2T3

dd12⋅:=

[ N ]

Ft12 3.42 10 3×=

N

- fortele radiale :


[ N ]

Fr11 1.27 104×=

N

41

PROIECT


[ N ]

Fr12 7.64 10 3×=

N

- fortele normale :

Fn11

Ft11

cos α( ):=

[ N ]

Fn11 1.4 10 4×=

N

Fn12

Ft12

cos α( ):=

[ N ]

Fn12 8.37 10 3×=

N


Ft13 2T3

dd13⋅:=

[ N ]

Ft13 3.47 103×=

N

Ft14 2T3

dd14⋅:=

[ N ]

Ft14 5.55 103×=

N

- fortele radiale :


[ N ]

Fr13 7.76 103×=

N


[ N ]

Fr14 1.24 10 4×=

N

- fortele normale :

Fn13

Ft13

cos α( ):=

[ N ]

Fn13 8.5 10 3×=

N

Fn14

Ft14

cos α( ):=

[ N ]

Fn14 1.36 10 4×=

N

3.11. VERIFICAREA DANTURII ANGRENAJULUI LA INCOVOIERE - modul de calcul -

Se calculeaza tensiunea nominala la incovoiere :

σoP

2 T1⋅ Kf⋅

ψd m3⋅ z

2⋅σaP≤:=

Kf

[ N/mm2 ] [ 4, rel. 13.50 , pag.

449 ]42

PROIECT

K f

- factorul de forma al dintelui [ 4, Fig. 13.27 , pag. 447 ]

Kf 2.9:=

ψ d

- coeficient de latime diametral [ 4, tab. 13.10 , pag. 448 ]

ψd 0.5=

σaP - tensiunea admisibila la incovoiereCP - coeficient de sigurantaCP = 1,25...1,5

CP 1.4:=

σaP

σ0lim

C P:=

[ N/mm2 ] [ 4, rel. 13.52 ,

pag. 449 ]

σaP 164.29=

[ N/mm2 ]

Z1 / Z2

σoP 1

2 T1⋅ Kf⋅

ψd m1STAS3⋅ z1( )2⋅

:=

[ N/mm2 ]

σoP 161.33=

N/mm2

σoP 1σaP<

Z7 / Z8

σoP 2

2 T2⋅ Kf⋅


:=

[ N/mm2 ]

σoP 263.2=

N/mm2

σoP 2σaP<

43

PROIECT

Z11 / Z12

σoP 3

2 T3⋅ Kf⋅


:=

[ N/mm2 ]

σoP 3135.5=

N/mm2

σoP 2σaP<

3.12. ALEGEREA SI VERIFICAREA PENELOR SI CANELURILOR

Pe arborele I s-au utilizat pene A 6 x 6 x 35 STAS 1004 - 80 - pentru RC A 6 x 6 x 35 STAS 1004 - 80 - pentru Z1,Z3,Z5 Material OL 60 STAS 500 – 80

Pentru asamblari fixe :a). verificarea la strivire :

σas σs1>

Rp02 320:=

[ N/mm2 ] - pentru OL 60 [ 3 , Tab. 4.9 , pag. 127 ]

σas 0.4 Rp02⋅:=

[ N/mm2 ] [ 3 , rel. 4.144 ,

pag. 189 ]

σas 128=

N/mm2

b1 6:=

mm

h1 6:=

mm

l1 35:=

mm ( pentru roata cea mai ingusta )

d1 35=

mm

44

PROIECT

σs1

4 T1⋅

d1 h1⋅ l1⋅:=

[ N/mm2 ] [ 3 , rel. 4.143 ,

pag. 186 ]

σs158.26=

N/mm2

b). verificarea la forfecare :

τaf τf>τaf 0.25 Rp02⋅:=

[ N/mm2 ] [ 3 , rel. 4.145 , pag.

189 ]

τaf 80=

N/mm2

τf1

2 T1⋅

d1 h1⋅ l1⋅:=

[ N/mm2 ] [ 3 , rel. 4.137 , pag.

184 ]

τf 129.13=

N/mm2

c). lungimea penei ( necesara ) lc [ mm ]

lc1

4 T1⋅

d1 h1⋅ σas⋅:=

[ mm ]

lc115.93=

mm

lc1l1<

Pe arborele II s-au utilizat caneluri dreptunghiulare 6 x 36 x 40 STAS 2671 - 66pentru grupul balador Z2,Z4,Z6 si Z7,Z9

zc 6:=

[ 5, tab. 2, pag. 277 ]

d2 40=

mm

D2 50:=

mm

σsa 5:=

N/mm2 cuplare in gol [ 4, tab. 4.5,

45

PROIECT

pag. 128 ]

rmD2 d2+

4:=

[ mm ] [ 4, rel. 4.22,

pag. 128 ]

rm 22.5=

mmsuprafata portanta a flancurilor Sf

SfT 2

rm

1

σsa⋅:=

[ mm2 ] [ 3, rel. 4.21, pag.

128 ]

Sf 1.53 103×=

suprafata portanta pe unitate de lungime Slg - tesitura canelurii [ 5, tab. 2, pag. 277 ]

g 0.6:=

Sl 0.75D2 d2−

22 g⋅−

⋅ zc⋅:=

[ mm2 ] [ 3, rel. 4.23, pag.

128 ]

Sl 17.1=

mm2

Lungimea efectiva de contact Lc [ mm ]

L c

S f

S l:=

[ mm ] [ 3, rel. 4.21,

pag. 128 ]

Lc 89.61=

mm

Constructiv se adopta lungimea cu respectarea conditiei :

L Lc≥

Pe arborele III s-au utilizat pene A 6 x 6 x 35 STAS 1004 - 80 - pentru Z8,Z10 Material OL 60 STAS 500 - 80Pentru asamblari fixe :a). verificarea la strivire :

σas σs2>

Rp02 320:=

[ N/mm2 ]- pentru OL 60 [ 3 , Tab. 4.9 , pag. 127 ]

46

PROIECT

σas 0.4 Rp02⋅:=

[ N/mm2 ] [ 3 , rel. 4.144 , pag.

189 ]

σas 128=

N/mm2

b3 6:=

mm

h3 6:=

mm

l3 35:=


d3 45=

mm

σs3

4 T1⋅

d3 h3⋅ l3⋅:=

[ N/mm2 ] [ 3 , rel. 4.143 , pag.

186 ]

σs345.31=

N/mm2



[ N/mm2 ] [ 3 , rel. 4.145 , pag.

189 ]

τaf 80=

N/mm2

τf3

2 T2⋅

d3 h3⋅ l3⋅:=

[ N/mm2 ] [ 3 , rel. 4.137 , pag.

184 ]

τf 336.49=

N/mm2


lc3

4 T2⋅

d3 h3⋅ σas⋅:=

[ mm ]

lc319.95=

mm

lc3l1<

Pe arborele IV s-au utilizat pene A 8 x 8 x 35 STAS 1004 - 80 - pentru Z12,Z14 Material OL 60 STAS 500 - 80Pentru asamblari fixe :a). verificarea la strivire :

47

PROIECT

σas σs2>

Rp02 320:=

[ N/mm2 ] - pentru OL 60 [ 3 , Tab. 4.9 , pag. 127 ]

σas 0.4 Rp02⋅:=

[ N/mm2 ] [ 3 , rel. 4.144 ,

pag. 189 ]

σas 128=

N/mm2

b4 8:=

mm

h4 8:=

mm

l4 35:=


d4 50=

mm

σs4

4 T3⋅

d4 h4⋅ l4⋅:=

[ N/mm2 ] [ 3 , rel. 4.143 ,

pag. 186 ]

σs479.32=

N/mm2



[ N/mm2 ] [ 3 , rel. 4.145 ,

pag. 189 ]

τaf 80=

N/mm2

τf4

2 T3⋅

d4 h4⋅ l4⋅:=

[ N/mm2 ] [ 3 , rel. 4.137 ,

pag. 184 ]

τf 439.66=

N/mm2


lc4

4 T3⋅

d4 h4⋅ σas⋅:=

[ mm ]

lc421.69=

mm

lc4l1<

48

PROIECT

3.13. ALEGEREA RULMENTILOR

Arborele I

49

PROIECT

Se alege rulmentul radial cu bile pe un rand, executie normala, din clasa 1 de utilizare , seria 6007 RS STAS 3041 - 80 , cu dimensiunile : d = 35 mm ; D = 62 mm ; B = 14 mm [ 5, pag. 77 ]Capacitatea dinamica Cr si statica Co : Cr = 15,9 KN Co = 8,5 KN

Arborele II Se alege rulmentul radial cu bile pe un rand, executie normala, din clasa 1 de utilizare , seria 6208 STAS 3041 - 80 , cu dimensiunile : d = 40 mm ; D = 80 mm ; B = 18 mm [ 5, pag. 78 ]Capacitatea dinamica Cr si statica Co : Cr = 29 KN Co = 15,6 KN

Arborele III Se alege rulmentul radial cu bile pe un rand, executie normala, din clasa 1 de utilizare , seria 6209 STAS 3041 - 80 , cu dimensiunile : d = 45 mm ; D = 85 mm ; B = 19 mm [ 5, pag. 78 ]Capacitatea dinamica Cr si statica Co : Cr = 32,5 KN Co = 17,6 KN

Arborele IV S-au ales rulmentul radial axial cu bile pe un rand, precizie ridicata, din clasa 1 de utilizare , seria 7210 CTAP4 STAS 7416 - 80 , cu dimensiunile : d = 50 mm ; D = 90 mm ; B = 20 mm [ 5, pag. 148 ]Capacitatea dinamica Cr si statica Co : Cr = 40 KN Co = 28,5 KN

si rulmenti radial axial cu bile pe un rand, precizie ridicata, din clasa 1 de utilizare , seria 7013 CTAP4 STAS 7416 - 80 , cu dimensiunile : d = 65 mm ; D = 100 mm ; B = 18 mm [ 5,

50

PROIECT

pag. 151 ]Capacitatea dinamica Cr si statica Co : Cr = 36 KN Co = 28,5 KN

BIBLIOGRAFIE :

1. Andrei Albu, Mircea Cretu, Liviu Morar, Mircea Galis, Sorin Popescu, Ioan

Vuscan, Proiectarea masinilor - unelte Indrumator, Atelierul de multiplicare IPC-N, Cluj-Napoca, 1986

2. Constantin Al. Pop, Liviu Morar, Mircea Galis, Masini si instalatii in sisteme robotizate, Editura Dacia, Cluj-Napoca, 1999 3. Gafitanu Mihai , s.a. , Organe de masini , Editura Tehnica , Bucuresti , 1981 4. Paizi Gh. ,Stere N. , Lazar D. , Organe de masini si mecanisme , Editura Didactica si Pedagogica , Bucuresti , 1980 5. x x x x x x x x x x x x , Organe de masini - Standarde si comentarii ,

51

PROIECT

Editura Tehnica , Bucuresti , 1970 6. x x x x x x x x x x x x , Catalog de rulmenti - URB , I.P. Sibiu

52

89399626 Lant Cinematic Principal Strung Normal

Documents

Transcript of 89399626 Lant Cinematic Principal Strung Normal