MASINI UNELTE SI PRELUCRARI PRIN ASCHIERE

CUTIE DE VITEZE PENTRU FREZA

 

Sa se proiecteze cutia de viteze pentru masina unealta: freza cu urmatoarele caracteristici tehnice principale:

- numarul de turatii z = 24

- turatia maxima n_max = 2000 rot/min

- turatia minima n_min = 140 rot/min

- turatia motorului    n_m = 3000 rot/min

- puterea de aschiere P_a = 4 kW

- structura cinematica cu treapta simpla de intoarcere si suprapunere de turatii.

Etapele de proiectare:

Inventarierea parametrilor ceruti prin tema

Alegerea ecuatiilor structurale

Trasarea variantelor de scheme cinematice corespunzatoare ecuatiilor structurale si alegerea variantei optime

Determinarea raporturilor partiale de transmitere

Calculul numarului de dinti pentru roata dintata conform raporturilor partiale de transfer

Recalcularea raportului de transfer folosind numarul de dinti reale trasand diagramele erorilor

Calcule de predimensionare organologica

Determinarea caracteristicilor geometrice ale rotilor dintate

Intocmirea desenului la scara a schemei desfasurate

Continutul proiectului:

Memoriu tehnic de prezentare:

a)          Elaborarea schemei cinematice (proiectarea cinematica) care cuprinde:

1a.    Calculul ratiei sirului de turatii

2a.    Stabilirea sirului de turatii

3a.    Determinarea numarului de posibilitati structurale

4a.    Alegerea variantei structurale optime

5a.    Diagrame structurale

6a.    Diagrame de turatie

7a.    Intocmirea schemei cinematice

8a.    Calculul numarului de dinti

9a.    Verificarea abaterilor si diagramelor de erori

10a.    Calculul geometric al angrenajelor

b)          Calculul organologic

1b.    Calculul transmisiilor prin curele

2b.    Calculul transmisiilor cu roti dintate

3b.    Calculul arborilor

4b.    Calculul lagarelor

c)          Parti desenate

1c.    Schema cinematica desfasurata a cutiei de viteza

2c.    Diagramele turatiilor si diagramele de abateri.

I. MEMORIUL TEHNIC

GENERALITATI. CLASIFICARE

Frezarea este prelucrarea prin aschiere a suprafetelor plane, cilindrice sau profilate cu ajutorul unei scule prevazute cu mai multi dinti, denumita freza.

La operatiile de frezare sectiunea aschiei este variabila determinand variatia permanenta a fortei de aschiere si deci vibratii permanente.

Metodele de frezare sunt departajate in functie de sensul miscarii de avans fata de miscarea principala in punctul de contact si anume:

contra avansului

in sensul avansului

Principiul caracteristic

Procesul de frezare se caracterizeaza prin prelucrarea cu ajutorul sculelor de frezat, care preiau a aschie intrerupta de grosime variabila. Parametrii caracteristici principali al masinilor de frezat sunt:

latimea fetei active a mesei masinii;

lungimea suprafetei active a mesei masinii;

domeniul de reglare a turatiilor masinii

puterea motorului electric de antrenare a lantului cinematic principal

Clasificarea masinilor de frezat

a.      dupa varianta constructiva masinile de frezat pot fi:

masini de frezat cu consola

plane portal

cu masa rotativa

verticale

orizontale

b.     dupa felul operatiei de executat masinile de frezat pot fi:

universale

de frezat filete

de frezat roti dintate

de frezat canele de pana

c.      dupa sistemul de comanda a ciclului de lucru masinile de frezat pot fi:

masini cu comanda manuala

masini cu comanda dupa program

d.     dupa destinatie masinile de frezat pot fi:

masini de frezat universale

masini de frezat specializate:

frezare prin copiere

freze pentru canale de pana

freze pentru caneluri

e.       dupa pozitia arborelui principal masinile de frezat pot fi:

cu arbore orizontal

cu arbore vertical

Se mai pot clasifica si dupa gradul de precizie, dupa dimensiuni, greutate sau prin combinarea mai multor criterii.

II. MEMORIUL JUSTIFICATIV DE CALCUL

1. Calculul cinematic

1.1. Determinarea sirului de turatii

La proiectarea unei masini-unelte universale pentru realizarea unei viteze optime de aschiere este necesara alegerea celei mai rationale serii (game) de turatii la arborele principal (intre limitele n_max si n_min) care sa fie cea mai avantajoasa din punct de vedere al exploatarii conditia productivitatii constante precizeaza ca o turatie oarecare trebuie sa rezulte din precedenta prin multiplicarea acesteia cu o constanta j. Rezulta o relatie care reprezinta termenul general al unei serii geometrice si deci seria de turatii la arborele principal al unei masini-unelte trebuie sa fie o serie geometrica, in scopul utilizarii economice a masinii cat si in cea ce priveste constructia ei.   

1.1.1. Calculul ratiei sirului de turatii

Avand domeniul de reglare a turatiilor [n_min, n_max] stabilit in baza conditiei tehnologice se calculeaza valoarea relatiei j pentru o serie geometrica cu z trepte cu relatia:

in care:    R_n - este gama de reglare

z - numarul treptelor de turatii

Ratia j a seriei geometrice de turatii poate fi in general oricare intre anumite limite, insa mai mare ca unitatea si mai mica decat 2 admitand pierderea relativa maxima a vitezei de aschiere de 50%. Ordonarea turatiilor in serie geometrica permite o pierdere relativa de viteza de aschiere constanta pe intreaga gama si o pierdere de productivitate constanta pe intregul domeniu al turatiilor. Valoarea ratiei j este limitata conventional pe considerente economice in intervalul .

Standardizarea turatiilor masinilor-unelte facuta conform STAS 6904-74, in conformitate cu ISO, este prezentata in tabelul 1. Referitor la aceasta sunt urmatoarele observatii:

turatiile utilizate sunt turatii in sarcina, ele fiind calculate pentru calculul timpului de lucru

valorile efective ale turatiilor pot diferi de cele calculate in limita de -2% +4% toleranta totala este compusa din toleranta electrica datorita alunecarii motorului si toleranta cinematica (max. -2% +3%) datorita dificultatii realizarii rapoartelor de transmitere reale.

1.1.2. Calcularea sirului de turatii

Numarul turatiilor q si z ale unei game de turatii definita prin turatiile extreme n_max si n_min sau prin raportul de reglare R_n se determina cu relatia:

Avand ratia j si numarul de trepte q se poate scrie:

;

Valorile efective in sarcina ale turatiilor pot diferii de precedentele in limitele + 10(j-1) adica    (-2% - +4%) denumita toleranta totala.

Toleranta totala se compune din toleranta electrica si toleranta mecanica. La limitele tolerantei totale marimea tolerantei mecanismului nu trebuie sa depaseasca : -2%. +3%. Aceasta se datoreaza

dificultatii de a realiza prin angrenaje rapoarte de transmitere teoretice care ar duce la obtinerea turatiilor nominale. Marimea procentuala a erorilor cinematice a fiecarei turatii se determina expresia:

in care: este turatia calculata pe baza rapoartelor de turatii reale ale angrenajelor

turatia standardizata conform STAS 6904-71

Diagrama trasata cu valorile calculate ale abaterilor relative ale turatiilor reale fata de cele normalizate permite sa se constate ca turatiile reale au anumite abateri. Analizand rapoartele partiale de transfer ce intervin in relatiile turatiilor se poate interveni la rapoartele de transfer partiale pentru a schimba valoarea turatiilor ce nu se incadreaza.

1.1.3. Diagrama abaterilor de turatii

1.2. Stabilirea ecuatiei structurale si a numarul de posibilitati structurale

Ecuatia structurala a sistemului de actionare a miscarii are forma:

in care:    z este numarul treptelor turatiilor

a_1q - numarul de rapoarte partiale de transfer ale grupurilor de angrenaje 1,2,q

Un mecanism cu reglare in trepte a turatiilor, avand acelasi numar de grupe de angrenaje (mecanisme elementare) si acelasi numar de turatii poate fi construit in mai multe variante diferind intre ele atat prin ordinea grupelor, cat si ordonarea turatiilor fiecarei grupe in parte.

Numarul variantelor de formule structurale (retelelor) este:

1.2.1.Alegerea variantelor structurale optime

Pentru solutia corecta a ecuatiei structurale se tine seama de recomandari:

a) Numarul de rapoarte de transfer din cadrul fiecarei grupe de angrenaje se alege 2 sau 3 utilizarea unui numar mai mare de angrenaje in cadrul unei grupe duce la dimensiuni axiale exagerate sau alte inconveniente.

b) Utilizarea motoarelor electrice cu numar comutabil de poli (cu 2 sau 3 turatii) duce la constructii economice, facand posibila eliminarea unui arbore sau grupe de angrenaje.

c) Pentru imbunatatirea parametrilor dinamici si micsorarea efectelor inertiale grupurile de angrenaje cu numar mare de angrenaje (3, 4) sa nu fie amplasate la finalul lantului cinematic - caz in care sunt mai greu de manipulat.

d) Analizarea. variantelor ecuatiei structurale pentru alegerea celei care da constructia omogena, adecvata destinatiei masinii si cu gabarite mici.

f) La amplasarea rotilor dintate fixe si a blocurilor baladoare se va cauta obtinerea unor constructii compacte si reduse dimensional

g) Modul de constructie si amplasare a grupurilor de angrenaje in schemele cinematice si a rotilor in cadrul grupului influenteaza gabaritul axial al variatorului, compartimentarea, manevrarea si solutiile de lagaruire.

1.3.Trasarea variantelor structurale. Determinarea solutiilor

Saltul unui grup de angrenaje reprezinta raportul intre doua rapoarte de transfer succesive adica ratia seriei geometrice a rapoartelor partiale de transfer din cadrul grupului de angrenaje.

Trasarea retelelor structurale se face in trei variante:

a.  Cu salt crescator in care grupul de angrenaje al variatorului sunt inseriate astfel incat grupul de baza se afla la intrare urmat de grupurile secundare in ordinea crescatoare;

b.  Cu salt descrescator in care la intrare este grupul secundar de ordinul cel mai mare, scazand pana la iesire la grupul de baza;

c.  Cu salt mixt in care se utilizeaza ambele variante cu alegerea arbitrara a grupurilor secundare si a celor de baza.

Determinarea analitica a ecuatiilor structurale se face astfel:

a) determinarea numarului de grupe de ecuatii prin permutari

b) determinarea subgrupelor aplicand regula indicilor pe rand la fiecare grupa rezultand toate variantele structurale.

Dimensionarea cinematica stabileste rapoartele de transmitere partiale si finale astfel incat sa se asigure la ultimul arbore o serie geometrica continua de turatii care sa fie termen al aceleiasi serii. Dimensionarea cinematica se poate face analitic sau grafo-analitic.

La stabilirea retelei structurale se are in vedere ca valoarea saltului maxim sa nu depaseasca valoarea 8 pentru ca aceasta ar duce la distante axiale mari, gabarit exagerat. Totodata se are in vedere ca un ax sa nu aiba mai mult de 4 roti dintate, pentru aceeasi considerente.

a) Dimensionarea cinematica analitica

Pentru calcul sunt cunoscute turatiile finale ale arborelui de iesire: n_1,n_2,.n_z, respecta ratia seriei geometrice j si numarul de trepte z si turatia arborelui de intrare 1. Metoda se plica greu la mecanismele cu multe turatii finale fapt pentru care se foloseste aproape exclusiv cealalta metoda.

b) Metoda grafo-analitica

Aceasta permite analiza sinoptica a tuturor variantelor pentru a obtine solutia optima.

Adaptarea variantei structurale optime se face in mai multe etape:

Dimensionarea grafo-analitica se face in trei etape si anume: stabilirea schemei cinematice, construirea diagramei structurale si construirea diagramei de turatii.

1.3.1.Trasarea diagramelor structurale. Alegerea diagramei structurale optime.

Constructia diagramelor structurale contribuie la individualizarea mecanismului deoarece precizeaza salturile pe fiecare arbore si ordinea de cuplare a grupurilor baladoare, pentru realizarea turatiilor finale in succesiunea lor normala. Diagramele structurale sunt constructii simetrice realizate pe un caroiaj semilogaritmic si servesc la trasarea diagramelor de turatii contribuind prin vizibilitate la aprecierea variantei optime.

Constructia diagramelor de turatii completeaza mecanismul prin stabilirea valorilor rapoartelor de transmitere partiale si totale precum si turatiile finale si intermediare pe toti arborii mecanismului. Se face constructia mai multor diagrame de turatii si mai multe variante pentru o anumita diagrama structurala din care sa se aleaga cea optima. Dupa stabilirea valorilor rapoartelor de transmitere constructiva se verifica facand limitarile si precizarile expuse la restrictii si se calculeaza numerele de dinti ale rotilor perechi si turatiile finale efective.

Reteaua structurala arata legatura si succesiunea rapoartelor de transmitere si a turatiilor unui mecanism. Deoarece in reteaua structurala turatiile obtinute prin diferite rapoarte de transmitere nu au

valori numerice definite reteaua structurala are intotdeauna o forma simetrica si ne da indicatii asupra salturilor dintre diferite turatii ale axelor si asupra modului in care se pot realiza rapoartele de transmitere totale.

Reteaua structurala constituie o reprezentare grafica a structurii variatorului in trepte.

Ea da informatii privind:

numarul arborilor variatorului in trepte ;

numarul angrenajelor din cadrul fiecarei grupe (numarul rapoartelor partiale);

numarul treptelor turatiilor pentru fiecare arbore, inclusiv cele finale;

valorile salturilor partiale si totale.

Reteaua structurala nu da indicatii privind valorile efective ale turatiilor si cele ale rapoartelor partiale si totale.

Consider ca aceasta este diagrama structurala optima deoarece este simetrica, distributia turatiilor este uniforma iar salturile nu sunt mai mari de 8.

1.3.2. Trasarea diagramei turatiilor

Diagrama turatiilor oglindeste in mod exact unele dintre valorile cinematice care iau parte la desfasurarea procesului de antrenare a masinii unelte si indica valorile efective ale rapoartelor de transmitere partiale si totale, turatiile arborilor intermediari si turatiile finale pe arborele principal al masinii. Trasarea diagramelor de turatii are la baza informatiile calitative oferite de reteaua structurala.

Elementele initiale ale trasarii sunt: - reteaua structurala optima;

- valoarea ratiei;

- valoarea turatiei finale

Diagramele de turatii sunt corecte si conduc la constructie rationala a variatorului daca sunt respectate: valorile limita admise pentru salt si rapoartele partiale de transfer si daca parcurgand firul inferior al diagramei de turatii de la turatia minima de iesire spre turatia de intrare, turatiile au valori crescatoare. Aceasta conditie este impusa de realizarea unor gabarite minime la cutia de viteza.

Spre deosebire de reteaua structurala reteaua de turatii da indicatii asupra pozitiei reciproce a turatiilor, valorile absolute ale lor si alte caracteristici cinematice.

1.3.3. Schema cinematica

1.4. Calculul numarului de dinti si a rapoartelor de transmitere

Pentru calcularea numarului de dinti am folosit metoda fractiilor continue ce se bazeaza pe teoria fractiilor continue si pe proprietatile fractiilor conjugate. Transformarea unei fractii zecimale in fractie ordinara se poate face prin dezvoltarea fractiilor zecimale in fractie continua:

in care:C₁, C₂, C_n sunt caturile partiale, numere intregi. Ca urmare, rasturnand din aproape in aproape fractia continua, se va obtine o fractie ordinara al carui numarator si numitor va rezulta din operatia de inmultire si de adunare de numere intregi, deci acestea vor fi numere intregi.

Dezvoltarea in fractie continua finita, adica pentru ca ultimul cat C_n sa fie numar intreg este posibila numai pentru numere rationale. Cum in calcule se limiteaza numarul de zecimale la eroarea admisa, oricare numar poate fi dezvoltat in fractie continua.

Rapoartele de transmitere intre arborii I si II sunt:

Utilizand metoda fractiilor continue se aproximeaza aceste rapoarte astfel:

Pentru avem:

Facand o aproximatie de ordinul 4 avem:

Din expresia precedenta rezulta valorile lui z₁ si z₂

Pentru rezulta ca

Pentru facem o rasturnare, , deci din valoarea lui rezulta ca iar rasturnand la loc fractia .

Din expresia precedenta rezulta valorile lui z₅ si z₆

Rapoartele de transmitere intre arborii II si III sunt:

Utilizand metoda fractiilor continue se aproximeaza aceste    rapoarte astfel:

Pentru avem:

Facand o aproximatie de ordinul 4 avem:

Din expresia precedenta rezulta valorile lui z₇ si z₈

Pentru avem:

Facand o aproximatie de ordinul 4 avem:

Eroarea este inadmisibila. Vom alege:

Din expresia precedenta rezulta valorile lui z₉ si z₁₀

Rapoartele de transmitere intre arborii III si IV sunt:

Utilizand metoda fractiilor continue se aproximeaza aceste rapoarte astfel:

Pentru observam ca

Din expresia precedenta rezulta valorile lui z₁₁ si z₁₂

Pentru avem:

Facand o aproximatie de ordinul 4 avem:

Din expresia precedenta rezulta valorile lui z₁₃ si z₁₄

Rapoartele de transmitere intre arborii IV si V sunt:

Utilizand metoda fractiilor continue se aproximeaza aceste    rapoarte astfel:

Pentru observam ca

Din expresia precedenta rezulta valorile lui z₁₅ si z₁₆

Pentru avem:

Facand o aproximatie de ordinul 4 avem:

Din expresia precedenta rezulta valorile lui z₁₇ si z₁₈

2. Calculul organologic

2.1. Stabilirea puterilor pe arbori

Puterea motorului:

Puterea pe arborele 1 :

Puterea pe arborele 2:

Puterea pe arborele 3:

Puterea pe arborele 4:

Puterea pe arborele 5:

2.2. Stabilirea momentului de torsiune pe arbori

Momentul de torsiune pe arborele 1:

Momentul de torsiune pe arborele 2:

Momentul de torsiune pe arborele 3:

Momentul de torsiune pe arborele 4:

Momentul de torsiune pe arborele 5:

2.3. Calculul transmisiei prin curele

P₀=5 kW; n_m=3000 rot/min; i_curele=0,256

2.4.Calculul angrenajelor cilindrice

2.4.1. Calculul angrenajului z₁ =27, z₂=67

Modulul angrenajului, tinand seama de solicitarea la presiune de contact, se determina astfel:

m=2,65 T conform STAS 822-82 m_s=3

Diametrul cercului de cap

Diametrul cercului de picior

Diametrul cercului de divizare

Distanta dintre axe A₁₂

T conform STAS 6055-68 A₁₂=140 mm

2.4.2. Calculul angrenajului z₃ =35, z₄=35

Modulul angrenajului, tinand seama de solicitarea la presiune de contact, se determina astfel:

m=3,029 T conform STAS 822-82 m_s=4

Diametrul cercului de cap

Diametrul cercului de picior

Diametrul cercului de divizare

Distanta dintre axe A₁₂

T conform STAS 6055-68 A₁₂=140 mm

2.4.3. Calculul angrenajului z₅ =67, z₆=27

Modulul angrenajului, tinand seama de solicitarea la presiune de contact, se determina astfel:

m=2,16 T conform STAS 822-82 m_s=3

Diametrul cercului de cap

Diametrul cercului de picior

Diametrul cercului de divizare

Distanta dintre axe A₁₂

T conform STAS 6055-68 A₁₂=140 mm

2.4.4. Calculul angrenajului z₇ =17, z₈=30

Modulul angrenajului, tinand seama de solicitarea la presiune de contact, se determina astfel:

m=3,89 T conform STAS 822-82 m_s=4

Diametrul cercului de cap

Diametrul cercului de picior

Diametrul cercului de divizare

Distanta dintre axe A₂₃

T conform STAS 6055-68 A₂₃=95 mm

2.4.5. Calculul angrenajului z₉ =19, z₁₀=30

Modulul angrenajului, tinand seama de solicitarea la presiune de contact, se determina astfel:

m=3,80 T conform STAS 822-82 m_s=4

Diametrul cercului de cap

Diametrul cercului de picior

Diametrul cercului de divizare

Distanta dintre axe A₂₃

T conform STAS 6055-68 A₂₃=95 mm

2.4.6. Calculul angrenajului z₁₁ =17, z₁₂=30

Modulul angrenajului, tinand seama de solicitarea la presiune de contact, se determina astfel:

m=3,97 T conform STAS 822-82 m_s=4

Diametrul cercului de cap

Diametrul cercului de picior

Diametrul cercului de divizare

Distanta dintre axe A₃₄

T conform STAS 6055-68 A₃₄=95 mm

2.4.7. Calculul angrenajului z₁₃ =27, z₁₄=38

Modulul angrenajului, tinand seama de solicitarea la presiune de contact, se determina astfel:

m=2,96 T conform STAS 822-82 m_s=3

Diametrul cercului de cap

Diametrul cercului de picior

Diametrul cercului de divizare

Distanta dintre axe A₃₄

T conform STAS 6055-68 A₃₄=95 mm

2.4.8. Calculul angrenajului z₁₅ =17, z₁₆=30

Modulul angrenajului, tinand seama de solicitarea la presiune de contact, se determina astfel:

m=4,99 T conform STAS 822-82 m_s=5

Diametrul cercului de cap

Diametrul cercului de picior

Diametrul cercului de divizare

Distanta dintre axe A₄₅

T conform STAS 6055-68 A₄₅=110 mm

2.4.9. Calculul angrenajului z₁₇ =33, z₁₈=37

Modulul angrenajului, tinand seama de solicitarea la presiune de contact, se determina astfel:

m=2,98 T conform STAS 822-82 m_s=3

Diametrul cercului de cap

Diametrul cercului de picior

Diametrul cercului de divizare

Distanta dintre axe A₄₅

T conform STAS 6055-68 A₄₅=110 mm

2.5. Calculul arborilor

2.5.1. Calculul arborelui I

2.5.1.1. Calculul de predimensionare:

Calculul de predimensionare se face din conditia de torsiune:

;

;

2.5.1.2. Forta periferica:

2.5.1.3. Forta radiala:

2.5.2. Calculul arborelui II

2.5.2.1. Calculul de predimensionare:

Calculul de predimensionare se face din conditia de torsiune:

;

;

2.5.2.2. Forta periferica:

2.5.2.3. Forta radiala:

2.5.3. Calculul arborelui III

2.5.3.1. Calculul de predimensionare:

Calculul de predimensionare se face din conditia de torsiune:

;

;

2.5.3.2. Forta periferica:

2.5.3.3. Forta radiala:

2.5.4. Calculul arborelui IV

2.5.4.1. Calculul de predimensionare:

Calculul de predimensionare se face din conditia de torsiune:

;

;

2.5.4.2. Forta periferica:

2.5.4.3. Forta radiala:

2.5.5. Calculul arborelui V

2.5.5.1. Calculul de predimensionare:

Calculul de predimensionare se face din conditia de torsiune:

;

;

2.5.5.2. Forta periferica:

2.5.5.3. Forta radiala:

2.6. Alegerea rulmentilor

In constructia masinilor sunt foarte raspandite lagarele cu rulmenti. Rulmentii fiind tipizati, alegerea lor se face dupa standarde si cataloagele fabricilor producatoare pe baza diametrului fusului arborelui pe care se monteaza, a sarcinilor de pe lagar si a duratei de exploatare alese initial.

Pentru alegerea lagarelor cu rulmenti trebuie sa se efectueze urmatoarele:

sa se intocmeasca schema cinematica functionala cu indicarea marimii directiei, sensului si locul de aplicare a fortelor;

sa se stabileasca reactiunile ce apar in reazeme;

sa se stabileasca cel mai potrivit tip de rulment in functie de marimea directia si sensul reactiunilor, de constructia ansamblului, de turatie, de conditii de exploatare si montaj;

sa se determine marimea rulmentului pe baza solicitarii, a durabilitatii si a turatiei limita;

sa se puna la punct in concordanta a tipului de rulment ales cu constructia ansamblului si tehnologia de executie a lui;

sa se stabileasca clasa de precizie a rulmentilor si a jocurilor functie de conditiile de exploatare (precizie, vibratii);

stabilirea tipului ajustajului intre inelele rulmentului si arbori respectiv carcasa functie de modul de fixare a rulmentului, a marimii si directiei sarcinilor si clasa de precizie;

stabilirea felului ungerii si a sistemului de etansare functie de turatie, de mediul inconjurator de temperatura, de destinatie;

definitivarea solutiei constructive cu luarea in considerare a necesitatii asigurarii rigiditatii corespunzatoare si a rezistentei pieselor in contact cu rulmentii, a realizarii coaxialitatilor locului de asezare a rulmentilor;

montare si demontare usoara si a asigurarii eliminarii caldurii;

2.6.1. Alegerea rulmentilor pentru arborele I:

Alegem rulmenti radiali cu bile pe un rand cu simplu efect pentru ambele capete ale arborelui

Simbolul rulmentilor:16003 SKF

Dimensiunile rulmentului:17x35x8

Capacitatea dinamica de incarcare:

Forta radiala din lagare:

Forta axiala din lagar:

Turatia maxima a arborelui:

Durata de functionare:

Capacitatea efectiva de incarcare:

unde:

Numarul de rulmenti pe un capat al arborelui:

Coeficientul de incarcare a ansamblului de rulment

Capacitatea efectiva de incarcare pentru un rulment:

2.6.2. Alegerea rulmentilor pentru arborele II:

Alegem rulmenti radiali cu bile pe un rand cu simplu efect pentru ambele capete ale arborelui

Simbolul rulmentilor: 6204 SKF

Dimensiunile rulmentului: 20x47x14

Capacitatea dinamica de incarcare:

Forta radiala din lagare:

Forta axiala din lagar:

Turatia maxima a arborelui:

Durata de functionare:

Capacitatea efectiva de incarcare:

unde:

Numarul de rulmenti pe un capat al arborelui:

Coeficientul de incarcare a ansamblului de rulment

Capacitatea efectiva de incarcare pentru un rulment:

2.6.3. Alegerea rulmentilor pentru arborele III:

Alegem rulmenti radiali cu bile pe un rand cu simplu efect pentru ambele capete ale arborelui

Simbolul rulmentilor: 6305 SKF

Dimensiunile rulmentului: 25x62x17

Capacitatea dinamica de incarcare:

Forta radiala din lagare:

Forta axiala din lagar:

Turatia maxima a arborelui:

Durata de functionare:

Capacitatea efectiva de incarcare:

unde:

Numarul de rulmenti pe un capat al arborelui:

Coeficientul de incarcare a ansamblului de rulment

Capacitatea efectiva de incarcare pentru un rulment:

2.6.4. Alegerea rulmentilor pentru arborele IV:

Alegem rulmenti radiali cu bile pe un rand cu simplu efect pentru ambele capete ale arborelui

Simbolul rulmentilor: 6206 SKF

Dimensiunile rulmentului: 30x62x16

Capacitatea dinamica de incarcare:

Forta radiala din lagare:

Forta axiala din lagar:

Turatia maxima a arborelui:

Durata de functionare:

Capacitatea efectiva de incarcare:

unde:

Numarul de rulmenti pe un capat al arborelui:

Coeficientul de incarcare a ansamblului de rulment

Capacitatea efectiva de incarcare pentru un rulment:

2.6.2. Alegerea rulmentilor pentru arborele V:

Alegem rulmenti radiali cu bile pe un rand cu simplu efect pentru ambele capete ale arborelui

Simbolul rulmentilor: 6408 SKF

Dimensiunile rulmentului: 40x110x27

Capacitatea dinamica de incarcare:

Forta radiala din lagare:

Forta axiala din lagar:

Turatia maxima a arborelui:

Durata de functionare:

Capacitatea efectiva de incarcare:

unde:

Numarul de rulmenti pe un capat al arborelui:

Coeficientul de incarcare a ansamblului de rulment

Capacitatea efectiva de incarcare pentru un rulment:

2.7. Etansarea rulmentilor

Conditiile impuse unei etansari eficiente sunt:

sa reziste in timp la regimul de functionare (temperatura, viteza medie, presiune);

sa aiba durata de functionare maxima;

constructie simpla cu montare si demontare usoara;

sa fie frecarea in etansare cat mai redusa;

La masinile unelte etansarea se rezolva cu garnituri de etansare, manseta de rotatie conform STAS 5907.

Conditii de folosire a mansetelor de rotatie:

diferenta de presiune dintre cele doua medii sa fie mai mic 0,5 bar;

viteza periferica maxima a arborelui sa fie sub 10 m/s;

rugozitatea fusului sa fie     R_a=1,6 mm pentru diametre intre 40 pana la 300 mm;

R_a=0,2 mm pentru diametre mici si viteze periferice mari;

la viteze mai mari de 4 m/s, este obligatoriu ca suprafata sa fie calita si cromata;

montarea mansetelor se va face cu respectarea STAS 7950 si a indicatiilor producatorului;

2.8. Calculul penelor

2.8.1. Calculul lungimii penei pentru arborele I

Se determina din conditia presiunii de contact admisibile.

Materialul penei se alege un OLC45 cu s_as=70 N/mm²;

Date de proiect:

Momentul de incovoiere pe arbore:;

Diametrul arborelui pe care se monteaza pana:;

Tensiunea admisibila la forfecare ;

Conform STAS 1004-71 pentru, corespunde o pana cu:

Lungimea de calcul al penei:

;

Se adopta conf. aceluiasi STAS lungimea:;

Verificarea la forfecare:

;

Se va utiliza o pana paralela cu dimensiunile minime:

A 6x6x14 STAS 1004-71

2.8.2. Calculul lungimii penei pentru arborele II

Se determina din conditia presiunii de contact admisibile.

Materialul penei se alege un OLC45 cu s_as=70 N/mm²;

Date de proiect:

Momentul de incovoiere pe arbore:;

Diametrul arborelui pe care se monteaza pana:;

Tensiunea admisibila la forfecare ;

Conform STAS 1004-71 pentru, corespunde o pana cu:

Lungimea de calcul al penei:

;

Se adopta conf. aceluiasi STAS lungimea:;

Verificarea la forfecare:

;

Se va utiliza o pana paralela cu dimensiunile minime:

A 6x6x25 STAS 1004-71

2.8.3. Calculul lungimii penei pentru arborele III

Se determina din conditia presiunii de contact admisibile.

Materialul penei se alege un OLC45 cu s_as=70 N/mm²;

Date de proiect:

Momentul de incovoiere pe arbore:;

Diametrul arborelui pe care se monteaza pana:;

Tensiunea admisibila la forfecare ;

Conform STAS 1004-71 pentru, corespunde o pana cu:

Lungimea de calcul al penei:

;

Se adopta conf. aceluiasi STAS lungimea:;

Verificarea la forfecare:

;

Se va utiliza o pana paralela cu dimensiunile minime:

A 8x7x23 STAS 1004-71

2.8.4. Calculul lungimii penei pentru arborele IV

Se determina din conditia presiunii de contact admisibile.

Materialul penei se alege un OLC45 cu s_as=70 N/mm²;

Date de proiect:

Momentul de incovoiere pe arbore:;

Diametrul arborelui pe care se monteaza pana:;

Tensiunea admisibila la forfecare ;

Conform STAS 1004-71 pentru, corespunde o pana cu:

Lungimea de calcul al penei:

;

Se adopta conf. aceluiasi STAS lungimea:;

Verificarea la forfecare:

;

Se va utiliza o pana paralela cu dimensiunile minime:

A 10x8x35 STAS 1004-71

2.8.5. Calculul lungimii penei pentru arborele V

Se determina din conditia presiunii de contact admisibile.

Materialul penei se alege un OLC45 cu s_as=70 N/mm²;

Date de proiect:

Momentul de incovoiere pe arbore:;

Diametrul arborelui pe care se monteaza pana:;

Tensiunea admisibila la forfecare ;

Conform STAS 1004-71 pentru, corespunde o pana cu:

Lungimea de calcul al penei:

;

Se adopta conf. aceluiasi STAS lungimea:;

Verificarea la forfecare:

;

Se va utiliza o pana paralela cu dimensiunile minime:

A 12x8x52 STAS 1004-71

3. Ungerea transmisiilor si a masinilor-unelte

Ungerea suprafetelor in frecare are ca scop reducerea rezistentelor de frecare si a pierderilor de putere, reducerea uzurii si a incalzirii, asigurarea unei functionari line si fara zgomot si in general o ameliorare a randamentului mecanic si mentinerea indelungata a preciziei initiale de functionare a mecanismelor. Conditiile pe care trebuie sa le satisfaca un lubrifiant, pentru a realiza o ungere cat mai eficace sunt:

caracteristica de ungere a lubrifiantului, reprezentata prin viscozitatea lui, precum si aderenta, trebuie sa fie astfel alese incat ungerea intre suprafetele in frecare sa fie completa; aceasta inseamna ca pelicula de ulei dintre suprafetele de frecare sa nu prezinte discontinuitati prin efectul presiunii sau al turatie mari a arborelui. Lubrifiantul trebuie sa-si mentina cat mai mult timp calitatile de ungere normale si sa nu se altereze sub actiunea aerului sau a metalelor cu care este in contact. De asemenea, nu trebuie sa se altereze la temperaturile rezultate din frecarile ce au loc intre suprafetele pieselor in miscare.

sa nu contina substante care sa atace metalele cu care vine in contact si mai ales sa nu contina acizi.

Lubrifiantii utilizati la ungerea transmisiilor si a masinilor-unelte sunt uleiuri si unsorile consistente. Uleiurile sunt lubrifiantii cel mai des utilizati. Uleiurile minerale indeplinesc in cea mai mare masura conditiile impuse pentru realizarea unei ungeri bune a transmisiilor si masinilor-unelte.

Cele mai importante proprietati fizico-chimice ale lubrifiantilor sunt: viscozitatea, aderenta si stabilitatea chimica si termica. Uzinele constructoare de masini-unelte indica in cartile tehnice a masinilor atat schema instalatiei cu locurile de ungere, cat si tipul lubrifiantilor pentru diferitele parti ale masinilor pentru ungere si intretinere.

Conditiile tehnice pentru unsorile consistente utilizate pentru ungerea lagarelor si lizierelor sunt indicate in STAS 562-71 iar unsorile destinate rulmentilor sunt indicate in STAS 1608-72.

4. Racirea si ungerea la prelucrarea metalelor

In timpul formarii aschiei stratul de metal desprins din piesa sub forma de aschii, suportand deformari mari, ia nastere o deformare si frecare puternica a portiunilor de metal intre ele, cu producerea unei importante cantitati de caldura.

Printr-o racire rationala si abundenta a sculei poate fi eliminata o cantitate insemnata de caldura, reducandu-se solicitarea termica a taisului sculei. La aschierea metalelor tenace temperatura de aschiere este unul din factorii cei mai importanti care hotarasc asupra duratei taisului sculei si din aceasta cauza racirea este necesara pentru obtinerea unei durate de aschiere (lucru) mai mari a taisului.

Lichidele de racire au in general nu numai efect de racire ci si unul de ungere, realizandu-se o reducere a coeficientului de frecare fata de prelucrarea uscata.

Alegerea lichidelor de racire se face tinandu-se seama de felul prelucrarii, materialul prelucrat, viteza si avansul de lucru. Emulsiile de racire sunt indicate in STAS 2592-72 si STAS 2800-72.

5. Instructiuni de tehnica securitatii si protectia muncii

In vederea evitarii accidentelor de munca se vor respecta urmatoarele reguli si norme:

piesa de prelucrat se aseaza rigid intre varfuri

inainte de fixarea piesei se vor inlatura aschiile (cu perii, maturi sau carlige) rezultate in urma unor prelucrari anterioare. Curatirea se va face dupa ce masina a fost oprita.

sculele trebuie sa fie bine fixate si centrate. Se interzice folosirea sculelor rupte, uzate sau deformate.

este interzisa oprirea cu mana a universalului

este interzis lucrul la masina-unealta a muncitorilor cu salopete rupte, descheiate la maneci sau cu parul neprins.

pentru protectia impotriva electrocutarii, carcasele, corpuri metalice, tablouri de comanda si control, vor fi protejate prin legarea la pamant. Intretinerea si repararea utilajelor se face doar de personal autorizat.

masina va fi deservita numai de muncitori calificati si instruiti in acest scop.

Repararea masinilor, in general, consta in demontarea acestora in ordine inversa montarii, urmata de reconditionarea sau inlocuirea pieselor uzate, dupa care masina se monteaza din nou, se regleaza si se rodeaza. Reparatiile se pot face dupa necesitate, dupa o planificare rigida, dupa controlul starii masinii, dupa un sistem preventiv de reparatii periodice planificate.

Dupa volumul reparatiilor se deosebesc:

reparatii curente - pentru eliminarea uzurilor rapide si mijlocii

reparatii capitale - pentru eliminarea uzurilor lente.

In afara acestor reparatii se mai efectueaza o serie de revizii tehnice, pentru verificarea periodica a starii masinii.

Bibliografie

ANTAL, A., Elemente privind proiectarea angrenajelor. Cluj-Napoca, Editura ICPIAF, 1998

BOTEZ, E., s.a. Proiectarea masinilor-unelte,    Editura Didactica si Pedagogica, 1980

BUZDUGAN, Gh., s.a. Rezistenta materialelor. Bucuresti, Editura tehnica, 1980

CHISIU, A., s.a. Organe de masini. Bucuresti, Editura Didactica si Pedagogica, 1981

NASUI, V. Proiectarea variatoarelor de turatii, Cluj-Napoca, Editura Risoprint, 2002

*******, Standardul ISO pentru rulmenti cu bile pe un singur rand SKF