Memoriu tehnic proiect OM.pdf
-
Upload
obaciuionel -
Category
Documents
-
view
167 -
download
6
Transcript of Memoriu tehnic proiect OM.pdf
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAŞOV
DepartamentulAutovehicule și Transporturi
Disciplina Organe de Maşini
PROIECT DE AN LA DISCIPLINA
Organe de Maşini II
Autor: Obaciu Ionel
Programul de studii: Autovehicule Rutiere
Grupa 1114
Coordonatori: Prof. univ. dr. ing. Gheorghe MOGAN
Dr. ing. Silviu POPA
2013
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAŞOV
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Disciplina Organe de Maşini
PROIECT DE AN LA DISCIPLINA
Organe de Maşini II
Autor: Obaciu Ionel
Grupa 1114
Coordonatori ştiinţifici: Prof. univ. dr. ing. Gheorghe MOGAN
Dr. ing. Silviu POPA
2013
Contents
INTRODUCERE ........................................................................................................................ 8
1. TEMATICA ŞI SCHEMA STRUCTURAL-CONSTRUCTIVĂ .................................... 11
1.1. TEMATICA ŞI SPECIFICAŢII DE PROIECTARE ................................................ 11
1.2. SCHEMA STRUCTURAL-CONSTRUCTIVĂ ....................................................... 12
1.3. ÎMPĂRŢIREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE PE TREPTE. PARAMETRI
CINETOSTATICI ................................................................................................................ 13
2. CALCULUL DE PREDIMENSIONARE A ANGRENAJELOR .................................... 13
2.1. CALCULUL DE PREDIMENSIONAREA A ANGRENAJULUI CONIC ............. 13
2.2. CALCULUL DE PREDIMENSIONAREA A ANGRENAJULUI CILINDRIC ..... 16
2.3. CALCULUL DE PREDIMENSIONAREA A ARBORILOR .................................. 18
3. SCHEMA CINEMATICA LA SCARĂ ........................................................................... 19
4. CALCULUL GEOMETRIEI ANGRENAJULUI CONIC ............................................... 22
5. CALCULUL GEOMETRIEI ANGRENAJULUI CILINDRIC ....................................... 22
6. CALCULUL DE VERIFICARE A ANGRENAJULUI CILINDRIC (MDESIGN) ........ 23
7. CALCULUL FORŢELOR DIN ANGRENAJE ............................................................... 28
7.1. SCHEMA FORŢELOR ............................................................................................. 28
7.2. FORŢELE DIN ANGRENAJUL CONIC ................................................................. 30
7.3. FORŢELE DIN ANGRENAJUL CILINDRIC ......................................................... 31
8. CALCULUL ARBORILOR ............................................................................................. 31
8.1. SCHEMA DE ÎNCĂRCARE A ARBORELUI INTERMEDIAR ............................ 31
8.2. CALCULUL DE VERIFICARE A ARBORELUI INTERMEDIAR (CU
MDESIGN) .......................................................................................................................... 33
8.3. SCHEMA DE INCARCARE A ARBORELUI DE INTRARE ................................ 35
8.4. SCHEMA DE INCARCARE A ARBORELUI DE IESIRE..................................... 36
9. ALEGEREA ŞI VERIFICAREA MONTAJULUI CU RULMENŢI AL ARBORELUI
INTERMEDIAR ...................................................................................................................... 37
10. ALEGEREA ŞI VERIFICAREA ASAMBLĂRII PRIN PANĂ PARALELĂ DINTRE
ROATA CONICĂ ŞI ARBORELE INTERMEDIAR ............................................................. 39
11. ALEGEREA SISTEMULUI DE UNGERE ................................................................. 40
BIBLIOGRAFIE ...................................................................................................................... 46
DESENE ................................................................................................................................... 47
INTRODUCERE
Scopul proiectului de an la disciplina Organe de maşini este să dezvolte abilităţile
practice ale studenţilor de proiectare şi sintetizare a cunoştinţelor de mecanică, rezistenţa
materialelor, tehnologia materialelor şi reprezentare grafică în decursul anilor I şi II, precum
şi modul în care aceştia pot rezolva în mod independent o lucrare de proiectare, pe baza
algoritmilor, metodelor specifice şi programelor din domeniu.
Reductoarele sunt transmisii mecanice utilizate la reducerea turatiei concomitent cu
marirea momentului de torsiune. Ele au in componenta lor angrenaje.
Dupa tipul angrenajelor din componenta reductoarelor, se deosebesc urmatoarele
tipuri de reductoare: reductoare cilindrice, reductoare conice, reductoare melcate si reductoare
combinate (conico-cilindric, cilindro-melcat, melcato-cilindric).
Dupa numarul treptelor de reducere a turatiei (o treapta de reducere a turatiei
reprezinta un angrenaj), se deosebesc: reductoare cu o treapta, reductoare cu doua trepte,
reductoare cu trei trepte, reductoare cu mai multe trepte (maximum 8 trepte)
Dupa planul pe care-l formeaza axele arborilor, se deosebesc: reductoare orizontale,
reductoare verticale (cu arbori orizontali sau verticali) si reductoare combinate (axele unor
arbori formeaza un plan orizontal, axele altor arbori formeaza un plan vertical sau inclinat).
In cele ce urmeaza, se va urmari proiectarea unui reductor de turatie conico-cilindric
orizontal, in doua trepte.
Obaciu Ionel
MEMORIULTEHNIC
11
Fig. 1.1 –Vedere generalăa unui reductor conico-cilindric orizontal
[http://www.neptun-gears.ro]
1. TEMATICA ŞI SCHEMA STRUCTURAL-
CONSTRUCTIVĂ
1.1. TEMATICA ŞI SPECIFICAŢII DE PROIECTARE
Tema de proiectare a unui produs este lansată de către un beneficiar şi reprezintă o
înşiruire de date, cerinţe şi condiţii tehnice care constituie caracteristicile şi performanţele
impuse viitorului produs.
În cazul proiectului de an nr. 2tema de proiectare, pornind de la necesitatea unor
transmisii cu roţi dinţate reductoare adaptabile pentru diverse situaţii practice presupune
concepţia şi dimensionarea unui reductor conico-cilindric cu funcţia globală de transmitere a
momentului de torsiune şi mişcării de rotaţie de la un arbore de intrare la un arbore de ieşire
cu axele perpendiculare în spaţiu (fig. 1.1).
Reductorul conico-cilindric esteun sistem mecanic demontabil, cu mişcări relative
între elemente care are ca parametri de intrare,puterea (momentul de torsiune) şi turaţia
arborelui de intrare, şi ca parametrii de ieşire,puterea (momentul de torsiune) şi turaţia
arborelui de ieşire.
Pe lângă funcţia principală de transmiterea momentului de torsiune şi mişcării de
rotaţieprin angrenaje cu roti dinţate se urmăreşte şi îndeplinirea următoarelor funcţii auxiliare:
respectarea prevederilor de interschimbabilitate cerute de standardele din domeniu;
respectarea condiţiilor de protecţie a omului şi mediului.
Pentru proiectarea de ansamblu a dispozitivului de remorcare (fig. 1.2)se impune
personalizarea listei de specificaţiicu următoarele cerinţe principale:
a. Momentul de torsiune la arborele de intrare, Pi [kW]. b. Turaţia la arborele de intrare, ni [rot/min].
c. Raportul de transmitere al reductorului, ir.
d. Durata de funcţionare impusă, Lh [ore].
e. Planul axelor roţilor angrenajului conic (PAConic): orizontal (O) sau vertical
(V). f. Planul axelor roţilor angrenajului cilindric (PACilindric): orizontal (O) sau vertical (V)
g. Tipul danturii angrenajului conic (TD): dreaptă (D), curbă în arc de cerc (C) sau curbă
eloidă (E).
În tabelul 1.1 se prezintă valorile parametrilor fizici şi geometrici impuse pentru o
12
Fig. 1.2–Schema structural-constructivă generală
situaţie practică cerută.
Tab. 1.1 Valorile parametrilor de proiectae Nr.
crt.
Pi
[kW] ni [rot/min] iR Lh [ore] PAConic PACilindric TD
7 10 1500 17 7000 H H E
1.2. SCHEMA STRUCTURAL-CONSTRUCTIVĂ
În fig. 1.2 se prezintă schema structural-constructivă generală a reductoarelor conico-
cilindrice în două trepte. Din punct de vedere funcţional se evidenţiază următoare elemente: I
– angrenaj conic ortogonal cu dantură înclinită (curbă); II – angrenaj cilindic cu dantură
înclinată; 1I – pinion conic; 2
I – roată conică; 1
II – pinion cilindric; 2
II – roată cilindrică; A1 –
arborele de intrare; A2 – arborele intermediar; A3 – arborele de ieşire; - lagărul A al
arborelui A1; - lagărul B al arborelui A1;
- lagărul A al arborelui A2; - lagărul B al
arborelui A2; - lagărul A al arborelui A3;
- lagărul B al arborelui A3.
Din punct de vedere constructiv, reductorul de turaţie formează un ansamblu compus
din subansamble şi elemente constructive. Subansamblele sunt structuri independente, care se
evidenţiază printr-un grup compact compus, în configuraţie minimală, din cel puţin două
elemente constructive sau din alte subansamble şi elemente constructive, în interacţiune
permanentă, formate ţinându-se cont, cu precădere, de tehnologiile de montaj, de întreţinere şi
de exploatare. În cazul reductoarelor conico-cilindrice din fig. 1.2 se definesc următoarele
subansamble: SC – subasamblul carcasă; - subansamblul arborelui de intrare, format din
pinionul conic (1I) fixat pe arborele de intrare (A1) care la rândul său este fixat pe două lagăre
( şi
), se sprijină pe subansamblul carcasa SC; - subansamblul arborelui
intermediar, format din roata conică (2I) şi pinionul cilindric (1
II) fixate pe arborele
intermediar (A2) care la rândul său este fixat pe două lagăre ( şi
), se sprijină pe
subansamblul carcasa SC; - subansamblul arborelui de intrare, format din roata cilindrică
(2II) fixată pe arborele de ieşire (A3) care la rândul său este fixat pe două lagăre (
şi ),
13
Fig. 1.3–Schema structurală a angrenajului
conic ortogonal
se sprijină pe subansamblul carcasa SC.
1.3. ÎMPĂRŢIREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE PE
TREPTE. PARAMETRI CINETOSTATICI
Reductorul de turaţie de
proiectat are două trepte
(angrenaje). În vederea obţineri
unei structuri optime (roţile
conduse cvasiegale) se impune ca
raportul de transmitere al treptei I
(angrenajul conic) iI = 0,25 iR=
4.25 [Jula, 1985; Moldovean,
2002].
Raportul de transmitere al
treptei a II-a (angrenajul cilindric),
iII= iR/ i
I = 4.(1.1)
Parametriifuncţionali
cinetostatici(turaţia, puterea,
momentul de torsiune) la nivelul arborilor reductorului, sunt:
n1 = ni = 1500 rot/min, P1 = Pi = 10 kW, Mt1 = Mti= 63662 Nmm (arborele A1);
n2 = n1/iI = 353 rot/min, P2 = P1η
I= 9.6 W, Mt2 = Mt1 i
Iη
I= 259741 Nmm (arborele
A2);
n3 = n2/iII = n1/(i
IiII) = n1/iR= 88 rot/min, P3 = P2η
II = P1η
Iη
II = P1ηR= 9.3 kW, Mt3 =
Mt2 iIIη
II = Mt1 i
IiIIη
Iη
II = Mt1 iRηR= 1007795 Nmm(arborele A3).
În aceste relaţii s-a considerat ηI = 0,96 randamnetul angrenajului conic, η
II = 0,97
randamentul angrenajului cilindric şi ηR= ηIη
II = 0,9312.
2. CALCULUL DE PREDIMENSIONARE A
ANGRENAJELOR
2.1. CALCULUL DE PREDIMENSIONAREA A
ANGRENAJULUI CONIC
I. Date de proiectare
a. Turaţia la intrare (pinion), n1 = 1500 rot/min.
b. Puterea la intrare, P1 = 10 [kW] şi din fer. (AEV-C.1) rezultă valoarea momentului de
torsiune,
( )
= 63662 Nmm.(2.1)
c. Raportul de angrenare, u = 4,25.
d. Unghiul dintre axele roţilor, Σ = 90o şi din fer (AEV-C.2.1) se determină semiunghiurile,
= 13.24
o, = 76.75
o.(2.2)
14
e. Numărul de angrenaje identice în paralel, χ =1.
f. Durata de funcţionare, Lh = 7000ore.
g. Tipul danturii, curba eloida.
h. Condiţii de funcţionare: maşina motoare – motor asincron; instalaţia antrenată – utilaj
tehnologic într-o carieră de piatră, temperatura – (-25…50)oC; caracteristicile mediului
– praf şi umezeală ridicată.
i. Condiţii ecologice: utilizarea de materiale şi tehnologii eco, reciclarea materialelor,
protecţia vieţii.
II. Alegerea materialului, tratamentelor termice şi tehnologiei
Având în vedere că sarcina de transmis este mărită (T1 = 63662 Nmm) se adoptă
pentru roţile angrenajului oţel de cementare marca 15MoMnCr12 căruia i se aplică
tratamentul de cementare compus din tratamentul termochimic de carburare (îmbogăţirea
stratului superficial in C) urmat de tratamentele termice de călire şi revenire joasă. Astfel, se
obţine durităţile flancurilor dinţilor 55…63 HRC pe adâncimea de 08…1,2 mm şi miezului
280…320 HB.
Pentru obţinerea danturii se va urmării fluxul tehnologic cu următoarele operaţii:
prelucrare dantură prin aşchiere (frezare), cementare şi rectificare dantură.
Pentru calculul la contact în funcţie de caracteristicile materialului (ζr = 850 MPa, ζ02
= 700 MPa) şi în funcţie de durităţile impuse se adoptă tensiunea limită la contactζHlim= 1504
MPa şi tensiunea limită la încovoiere ζFlim= 405 MPa.
III. Calculul de predimensionare
Deoarecerelaţiile de dimensionare a angrenajelor la contact şi la încovoiere conţin
factori care depind de parametri ce urmează să fie determinaţi, preliminar, se face un calcul de
predimensionare.
Alegând ca parametru de dimensionare la modulul exterior, pentru solicitarea la
contact,
√
( ) (
)
= 3.55 mm, (2.3)
şi pentru solicitarea la încovoiere,
√
( ) (
)
= 3.09 mm (2.4)
unde, z1 = 14, z2 = u z1 = 63, KA=1,25, Kv = 1,3, ψd =0,5, NL1=60 n1 Lh χ = 13,5*108 cicluri,
NL2=60n1 Lh χ /ur = 3*108
cicluri, KHβ =1,8, KHα = 1,3, Zε = 0,92, ZH = 2,5, ZE = 190 MPa1/2
,
SHmin= 1 , ZN1 = 1, ZN2 = 1, ZN = min (ZN1, ZN2)=1, SHmin = 1, ζHP = ζHlim ZN /SHmin = 1530
MPa, KFβ = 1,8, KFα = 1,3, Yε = 0,77, Yβ = 0,93, YSa1=1,9, YSa2=1,9, YFa1 = 2,2, YFa2 = 2,2,
SFmin = 1,5, YN1,2 = 1, SFmin = 1,5, YST =2, ζFP1,2 = ζFlimYN1,2/ SFmin YST = 283,33 MPa.
Din relaţiile de mai sus rezultă că solicitarea principală a angrenajului este la contact şi
se consideră pentru calcule, în continuare, me= 4 mm.
15
IV. Proiectarea formei constructive
Parametrii şi relaţii de calcul a parametrilor principali ai angrenajului
= 3.65 mm
=
cos ᵦ = 4 mm (2.1.4)
=
( 1- ψd sin ) = 4 mm
= ( 1- ψd sin ) = mm(2.1.5)
= mm
: =
=mm
=
= mm(2.1.6)
=
( 1- ψd sin ) mm
optă din STAS
Adoptarea factorilor deplasării danturii:
Deplasare radială: x = 0.508
Deplasare radială: x = 0.14
Calculul parametrilor geometrici principali ai angrenajului:
Modulul frontal exterior: =
= 4 mm(2.1.7)
Diametrele de divizare exterioare: = (2.1.8)
rezultă = = 56 mm, = 252 mm
Lungimea generatoare a conului exterior: =
= 129.06 mm(2.1.9)
Lăţimea danturii: b = ψd = 35 mm (2.1.10)
16
2.2. CALCULUL DE PREDIMENSIONAREA A
ANGRENAJULUI CILINDRIC
I. Date de proiectare
a. Turaţia la intrare (pinion), n2 = 705.88 rot/min.
b. Puterea la intrare, P2 = 9.6 [kW] şi din fer. (AEV-C.1) rezultă valoarea momentului de
torsiune,
( )
= 259741 Nmm.(2.2.1)
c. Raportul de angrenare, u = 4.
d. Unghiul dintre axele roţilor, Σ = 90o şi din fer (AEV-C.2.1) se determină semiunghiurile,
= 13.24
o, = 76.75
o.(2.2.2)
e. Numărul de angrenaje identice în paralel, χ =1.
f. Durata de funcţionare, Lh = 7000 ore.
g. Tipul danturii, înclinată.
h. Parametrii geometrici impuşi (opţional): distanţa dintre axe aw; standardizarea distanţei
dintre axe; unghiul de înclinare a danturii; diametrul pinionului, sau modulul danturii.
i. Condiţii de funcţionare: tipul transmisiei în care se integrează, tipul maşinii motoare,
tipul instalaţiei antrenate, temperatura de lucru, caracteristicile mediului în care
funcționează).
j. Condiţii ecologice (utilizarea de materiale şi tehnologii eco, reciclarea materialelor,
protecţia vieţii).
II. Alegerea materialului, tratamentelor termice şi tehnologiei
Având în vedere că sarcina de transmis este mărită (T2 = 259741 Nmm) se adoptă
pentru roţile angrenajului oţel de imbunatatire marca 15MoMnCr12 (0,15% Mo; 1,2 % Ni)
căruia i se aplică tratamentul de imbunatatire urmat de tratamentele termice de călire şi
revenire inalta. Astfel, se obţine durităţile flancurilor dinţilor şi miezului 280 ...320 HB.
Pentru calculul la contact în funcţie de caracteristicile materialului (ζr = 850 MPa, ζ02
= 700 MPa) şi în funcţie de durităţile impuse se adoptă tensiunea limită la contactζHlim= 1504
MPa şi tensiunea limită la încovoiereζFlim= 405 MPa.
III. Calculul de predimensionare
Deoarece relaţiile de dimensionare a angrenajelor la contact şi la încovoiere conţin
factori care depind de parametri ce urmează să fie determinaţi, preliminar, se face un calcul de
predimensionare.
Alegând ca parametru de dimensionare la modulul exterior, pentru solicitarea la
contact,
√
( )
= 3.33 mm, (2.2.3)
17
şi pentru solicitarea la încovoiere,
√
(
)
= 3.69 mm (2.2.4)
unde, β=12, z1 = 18 , z2 = 72 , KA=1,25, Kv = 1,25 , ψd =0,4, NL1=60 n1 Lh χ = 13.5*108
cicluri, NL2=60n1 Lh χ /ur = 3.375*108cicluri, KHβ =1,3, KHα = 1,2, Zε = 0,95, ZH = 2,5, ZE =
190 MPa1/2
,
SHmin= 1,3, ZN1 = 1, ZN2 = 1, ZN = min (ZN1, ZN2)=1, SHmin = 1,3, ζHP = ζHlim ZN /SHmin = 1177
MPa, KFβ = 1,3, KFα = 1.25, Yε = 0,9, Yβ = 0,9, YSa1=1,7, YSa2=1,7 YFa1 = 2,8, YFa2 = 2,8, SFmin
= 1,5, YN1,2 = 1, ,
Din relaţiile (2.2.3) şi (2.2.4) rezultă că solicitarea principală a angrenajului este la
contact şi se consideră pentru calcule, în continuare, me= 3.69 mm.
IV. Proiectarea formei constructive
Parametrii şi relaţii de calcul a parametrilor principali ai angrenajului [Moldovean, 2002;
Rădulescu, 1985]
=
cos ᵦ = 3.68 mm (2.2.5)
= cos ᵦ = mm (2.2.6)
: =
( )cos ᵦ= mm(2.2.7)
Se adoptă: = 4 mm
= 180 mm
Calculul distanţei dintre axe şi a unghiului de referinţă
-a < → -a = 4.46<
Calculul unghiului de presiune frontal
= arctg
= 20.41
Calculul unghiului de angrenare frontal
= arccos (
cos ) = 16.65
Calculul unghiului de angrenare normal
= arcsin (
sin ) = 16.32
18
Calculul coeficientului deplasării totale de profil
= 0,36
= = -0.915
Calculul diametrelor de rostogolire
d =
= 72 mm, = 288 mm,
Verificare: ( ) , 180=
Calculul lăţimii danturii:
b = ψa = 72 mm
2.3. CALCULUL DE PREDIMENSIONAREA A
ARBORILOR
Calculul aproximativ al diametrelor arborilor care susţin roţile:
= √
,
,
= √
,
,
19
3. SCHEMA CINEMATICA LA SCARĂ
20
21
22
4. CALCULUL GEOMETRIEI ANGRENAJULUI
CONIC
Calculul parametrilor geometrici ai angrenajului şi roţilor conice cu dantură curbă eloida:
=18 ; = 72; Ʃ=90 ; =0 ; = 4; =0.4; =0.14;
Parametrii geometrici ai angrenajului:
u=4; ; =75.96 ; =0°; =3.61 mm; =4 mm; = 134.03 mm; b= 35 mm;
= 115.07 mm; = 101.07 mm;
Parametrii geometrici ai roţiilor:
= 72 mm ; =288 mm; ; ;
= 6.03 mm; = 6.03 mm; =2.96 mm; = 2.96 mm;
=2.32; =2.32; = 1.14 ; = 1.14 ;
; ; ; ;
= 83.70 mm ; = 290.92 mm; ; ;
= 167.40 mm ; =36.36 mm; 9 mm; ;
Parametrii angrenajului echivalent:
=18.55; =296.86; =18.55 ; =296.86 ;
=67.01 ; =1072.25 mm ; =77.90 mm ; =1083.14 mm ;
= 62.97 mm ; = 1007.58 mm ; = 569.63 mm
2.51; =0; =2.51;
5. CALCULUL GEOMETRIEI ANGRENAJULUI
CILINDRIC
Calcului parametrilor geometrici ai roţiilor:
=18 ; =72; Ʃ=90 ;; =12; =180;
= 4; =0.36; =1.27;
( ) ; =35;
Parametrii angrenajului:
a=180; =20; =20; =20;
Parametrii roţiilor:
= 72 mm; = 288 mm; ; ;
; ; ; ;
; ; ; ;
=7.77> 1.2; =8.14> =1.2;
=0.36> =-0.05; =1.27> =-3.23;
23
Gradele de acoperire:
1,2< 0.28 mm < =2;
; ;
Angrenaj echivalent:
= 18; = 72; =72 ; = 288 ;
= 67.65 mm ; = 270.63 mm ; = 69.83 mm ; = 293.12 mm ;
= 180 mm ; =0.28 mm ;
6. CALCULUL DE VERIFICARE A ANGRENAJULUI
CILINDRIC (MDESIGN)
Results: General data Effective number of teeth ratio u = 4.000 Effective translation ratio i = 4.000 Transverse pressure angle t = 20.410 ° Pressure angle at pitch cylinder wt = 24.756 ° Ground lead b = 11.267 ° Zero centre distance ad = 184.021 mm Centre distance a = 189.922 mm Profile shift coefficient (pinion) x1 = 0.3600 Profile shift coefficient (wheel) x2 = 1.2700 Sum profile shift coefficient xs = 1.6300
Length of path of contact g = 14.357 mm Length of recess path ga = 6.706 mm Length of approach path gf = 7.652 mm Transverse contact ratio = 1.192 Overlap ratio = 1.191 Total contact ratio = 2.384
Number of teeth z = 18 72 Virtual number of teeth of helical gear zn = 19.132 76.530
Geometrical data Reference diameter d = 73.609 294.434 mm Base diameter db = 68.987 275.949 mm Pitch diameter dw = 75.969 303.875 mm Root diameter df = 66.489 294.594 mm V-circle diameter dv = 76.489 304.594 mm Tip diameter da = 82.489 310.594 mm Theoretical tip diameter da th = 84.489 312.594 mm Root form circle diameter dFf = 69.436 295.203 mm Root form diameter dNf = 70.935 298.507 mm
Specific sliding at point A A = -1.159 Specific sliding at point E E = -0.589
Tooth thickness on the tip cylinder san = 3.404 3.265 mm Tooth depth h = 8.000 8.000 mm
24
Addendum ha = 4.440 8.080 mm Dedendum hf = 3.560 -0.080 mm
Bottom clearance c = 1.000 1.000 mm Tip shortening k = 1.0000 1.0000 mm
Normal base pitch pen = 11.809 mm Transverse base pitch pet = 12.041 mm Normal pitch on base cylinder pbn = 11.809 mm Transverse pitch on base cylinder pbt = 12.041 mm
Cutter data of gear rack
Cutter data pinion type cutter Number of teeth z0 = 0 0 Profile shift coefficient x0 = 0.000 0.000 Topland height factor haP0* = 1.250 1.250 Root height factor hfP0* = 1.000 1.000 Actual topland play ctat = 1.738 1.580 mm Reference diameter d0 = 0.000 0.000 mm Base diameter db0 = 0.000 0.000 mm Tip diameter da0 = 10.000 10.000 mm Deddendum diameter (generation) dfE = 66.090 293.880 mm Centre distance a0 = 37.932 151.524 mm Zere centre distance ad0 = 36.804 147.217 mm Pressure angle at pitch cylinder wt0 = 24.582 24.414 °
Results of calculation strength
Forces, moment, speed Transverse tangential load at reference cylinder
Ft = 6725.315 N
Transverse tangential load at pitch cylinder
Ftw = 6516.375 N
Radial load at pitch cylinder Frw = 3004.866 N Axial load at pitch cylinder Faw = 1385.098 N Tooth load at pitch cylinder Fw = 7308.274 N Moment (pinion) T1 = 247.520 N*m Moment (wheel) T2 = 990.081 N*m Line load = 116.759 N/mm
Peripheral speed at reference cylinder v = 2.569 m/s Peripheral speed at pitch cylinder vw = 2.652 m/s Rotation speed (pinion) n1 = 666.660 1/min Rotation speed (wheel) n2 = 166.665 1/min Number of loading cycle (pinion) NL1 = 399996000 Number of loading cycle (wheel) NL2 = 99999000
General factors Hekix slope deviation fH = 20.000 22.000 µm Transverse pitch deviation fpe = 18.000 22.000 µm Profile form deviation ff = 21.000 26.000 µm Effective meshing slope deviation fpe eff = 16.500 µm Effective profile form deviation ff eff = 19.538 µm Flank line deviation Fx = 47.238 µm Manufacturing - flank line deviation fma = 22.000 µm Flank line deviation through pinion def. fsh = 18.976 µm Reduced mass / tooth width mred = 0.018 kg/mm Individual spring rigidity c' = 15.249 N/(mm*µm) Meshing spring rigidity c = 15.704 N/(mm*µm) Resonance velocity (pinion) nE1 = 15843.895 1/min Resonance velocity (gear) nE2 = 3960.974 1/min Basic velocity NR = 0.042 Dynamic factor Kv = 1.063 Face load factor (root stress) KF = 1.300 Face load factor (contact stress) KH = 1.300 Face load factor (scuffing load) KB = 1.300 Transverse load factor (root stress) KF = 1.250 Transverse load factor (contact stress) KH = 1.200
25
Transverse load factor (scuffing load) KB = 1.200 Helix angle factor KB = 1.200
Pitting load capacity Zone factor ZH = 2.201 Elasticity factor ZE = 191.646 Contact ratio factor Z = 0.916 Helix angle factor Z = 0.989 Lubricant factor (static) ZL = 1.000 Lubricant factor (dyn.) ZL = 0.992 Velocity factor (static) Zv = 1.000 Velocity factor (dyn.) Zv = 0.968 Roughness factor (static) ZR = 1.000 Roughness factor (dyn.) ZR = 1.058 Work hardening factor ZW = 1.000
Life factor for contact stress (static) ZNT = 1.600 1.600
Life factor for contact stress (dyn.) ZNT = 1.000 1.000
Size factor (static) ZX = 1.000 1.000
Size factor (dyn) ZX = 1.000 1.000
Single pair tooth contact factor ZB = 1.000 ZD = 1.000 Pitting stress limit (static) HG = 2448.000 2448.000 N/mm² Pitting stress limit (dyn) HG = 1555.895 1555.895 N/mm² Allowable flank pressure (static) HP = 1883.077 1883.077 N/mm² Allowable flank pressure (dyn) HP = 1196.842 1196.842 N/mm² Contact stress H = 692.711 692.711 N/mm² Safety factor for pitting (static) SH = 3.534 3.534 Safety factor for pitting (dyn) SH = 2.246 2.246 Attainable lifetime Lh = 6.238e+010 2.495e+011 h
Root load capacity Overlapping factor (root stress) Y = 0.839 Helix angle factor Y = 0.900 Tooth form factor YF = 1.605 1.312 Stress correction factor YS = 2.137 2.661 Life factor for tooth root stress (static) YNT = 2.500 2.500 Life factor for tooth root stress (dyn) YNT = 1.000 1.000 Relativ notch sensitivity factor (static) YrelT = 1.054 1.271 Relativ notch sensitivity factor (dyn) YrelT = 1.015 1.077 Relativ survace factor (static) YRrelT = 1.000 1.000 Relativ survace factor (dyn) YRrelT = 1.042 1.042 Size factor (static) YX = 1.000 1.000 Size factor (dyn) YX = 1.000 1.000 Tooth root stress limit (static) FG = 2239.108 2701.172 N/mm² Tooth root stress limit (dyn) FG = 899.206 954.434 N/mm² Allowable root stress (static) FP = 1492.738 1800.781 N/mm² Allowable root stress (dyn) FP = 599.471 636.290 N/mm² Tooth root stress F = 155.687 158.455 N/mm² Safety factor for tooth breakage (static) SF = 14.382 17.047 Safety factor for tooth breakage (dyn) SF = 5.776 6.023 Attainable lifetime Lh = 577368192.154 188615842.508 h
Scuffing load capacity Angle factor X = 1.042 Lubricant factor XS = 1.000
Flash temperature calculation way Load distribution factor X = 1.000 Flash factor XM = 1.589 Structur factor XB = 0.198 Tangential line force at weigth wBt = 232.479 N/mm Scuffing temperature = 416.588 °C Corrosion safety factor SB = 231.167
Integral calculation way Flash factor XM = 1.589
26
Geometry factor (pinion tip) XBE = 0.187 Pitch factor XQ = 1.000 Tip relief factor XCa = 1.000 Contact ratio factor X = 0.410 Mass temperature M = 50.113 °C Integral temperature int = 50.355 °C Scuffing integral temperature intS = 416.588 °C Corrosion safety factor SintS = 8.273 Scuffing load safety factor SSL = 1033.481
Ultimate strength for pinion Rm = 1100.0 mm (for deff = 68.99 mm ) Ultimate strength for gear Rm = 1035.7 mm (for deff = 275.95 mm ) Yielding point for pinion Re = 850.0 mm (for deff = 68.99 mm ) Yielding point for gear Re = 640.4 mm (for deff = 275.95 mm )
Results check gauge Case centre distance a = 189.922 mm Maximum case centre distance amax = 189.979 mm Minimum case centre distance amin = 189.864 mm Theoretical backlash jt = 0.414 mm Maximum theoretical backlash jt max = 0.508 mm Minimum theoretical backlash jt min = 0.320 mm
Upper deviation of teeth thickness Asne = -125.000 -230.000 µm Lower deviation of teeth thickness Asni = -165.000 -290.000 µm Tolerance of teeth thickness Tsn = 40.000 60.000 µm Fluctuation of teeth thickness Rs = 28.000 36.000 µm Nominal teeth thickness (theoretical) snth = 7.331 9.981 mm Nominal teeth thickness sn = 7.186 9.721 mm Maximum nominal teeth thickness sn max = 7.206 9.751 mm Minimum nominal teeth thickness sn min = 7.166 9.691 mm Base tangent length (theoretical) Wkth = 31.580 131.761 mm Base tangent length Wk = 31.444 131.516 mm Maximum base tangent length Wk max = 31.463 131.544 mm Minimum base tangent length Wk min = 31.425 131.488 mm Number of teeth dimension k = 3 11 Measure roller diameter DM = 7.500 7.500 mm Radial gauge spheres/roller Mrk = 43.459 157.186 mm Maximum radial gauge spheres/roller Mrke = 43.478 157.218 mm Minimum radial gauge spheres/roller Mrki = 43.439 157.153 mm Diametral gauge spheres Mdk = 86.918 314.371 mm Diametral gauge roller MdR = 86.918 314.371 mm Factor of deviation of base tangent length Aw = 0.940 0.940 Factor of deviation radial spheres/roller Amr = 0.967 1.095 Factor of deviation diametral roller Amd = 1.934 2.190 Factor of deviation diametral spheres Amd = 1.927 2.190
Tooth profile (evolvent) pinion
df1
d1
dw1
da1
Tooth profile (evolvent) gear
df2d2
dw2
da2
27
Gear wheel (evolvent) pinion
28
7. CALCULUL FORŢELOR DIN ANGRENAJE
7.1. SCHEMA FORŢELOR
Fig. 7.1- Schema forţelor angrenajului conic (a-a, secţiunea axială; n-n, secţiune normală;
g-g, secţiune tangenţială după generatoare)
Ipoteze simplificatoare:
- forţele normale se consideră aplicate în polul angrenării C asociat conului frontal mediu,
- se neglijează frecările,
- forţele se consideră aplicate static.
Forţele tangenţiale:
Direcţie tangentă la cercurile de rostogolire; sens opus vitezei (forţă rezistentă),
pentru roata conducătoare, şi acelaşi sens cu viteza (forţă motoare), pentru roata condusă.
Forţele radiale:
29
=
(tg sin )
=
(tg sin )
Direcţie radială; sensul spre axa roţii.
Forţele axiale:
=
(tg cos )
=
(tg cos )
Direcţie axială; sensul spre exterior.
Forţa normală:
( )
Direcţie după normala comună a profilelor în contact; sens opus vitezei (forţă rezistentă),
pentru roata conducătoare, şi acelaşi sens cu viteza (forţă motoare), pentru roata condusă.
a b
Fig. 7.1 -Schema forţelor [Moldovean, 2001]: a – în plan frontal, b – spatial
Forţa tangenţială:
Ft = Ft1= Ft2;
30
Direcţie tangentă la cercurile de rostogolire; sens opus vitezei (forţă rezistentă), pentru roata
conducătoare, şi acelaşi sens cu viteza (forţă motoare), pentru roata condusă
Forţa radială:
Fr = Fr1= Fr2;
tg
Direcţie radială; sensul spre centrul roţii
Forţa normală:
Fn = Fn1= Fn2;
tg ; = √
Direcţie după normala comună a profilelor în contact; sens opus vitezei (forţă rezistentă),
pentru roata conducătoare, şi acelaşi sens cu viteza (forţă motoare), pentru roata condusă
7.2. FORŢELE DIN ANGRENAJUL CONIC
Calculul forţelor din angrenajul conic
Relaţiile de calcul a forţelor
( )
= 1991.85 N
( ) =
(tg sin ) = 707.71 N
=
(tg sin ) = 157.26 N
( ) =
(tg cos ) = 157.26 N
=
(tg cos ) = 707.71 N
( )
= 2119.69 N
= 257830.965 Nmm
31
7.3. FORŢELE DIN ANGRENAJUL CILINDRIC
Calculul forţelor din angrenajul cilindric
Relaţiile de calcul a forţelor:
( )
= 6875.49 N
( )
tg = 2502.47 N
( )
tg = 0 N
( ) = √ = 7316.74 N
= 990070.88 Nmm
8. CALCULUL ARBORILOR
8.1. SCHEMA DE ÎNCĂRCARE A ARBORELUI
INTERMEDIAR
Fig. 8.1.1 –Schema de încărcare a arborelui intermediar
32
Fig. 8.1.2 –Încărcarea arborilor cu forte
Formele şi dimensiunile tronsoanelor
Tronsoanele cilindrice cu secţiune plină: 1 (tronson de montare a rulmentului adoptat); 2
(tronson cu umăr de fixare axială); 3 (se consideră cilindric cu diametrul egal cu diametrul de
picior al pinionului cilindric), 4 (tronson cu umăr de fixare axială); 5 (tronson de montare
roată conică), 6 (tronson de montare a rulmentului adoptat); dimensiunile tronsoanelor
(diametrul şi lungimea) se vor prelua din desenul de ansamblu
Tipurile şi poziţiile reazemelor
Reazemul A: articulaţie spaţială (deplasările radiale în direcţiile Y şi Z şi axială X nule);
poziţionare în punctul determinat de intersecţia normalelor la căile de rulare cu axa arborelui
cota a corespunde rulmentului ales.
Reazemul A: articulaţie spaţială (deplasările radiale în direcţiile Y şi Z şi axială X nule);
poziţionare în punctul determinat de intersecţia normalelor la căile de rulare cu axa arborelui),
cota a corespunde rulmentului ales
Pentru arborele intermediar se adopta rulmenti radiali-axiali cu role conice 32006.
Tronsonul 1: D1= 30 mm ; L1= 18 mm
Tronsonul 2: D2= 36 mm ; L2= 6 mm
Tronsonul 3:D3= 65.13 mm ; L3= 92 mm
Tronsonul 4: D4= 50 mm ; L4= 6 mm
Tronsonul 5: D5= 35 mm ; L5= 60 mm
Tronsonul 6: D6= 30 mm;L6= 18 mm
33
8.2. CALCULUL DE VERIFICARE A ARBORELUI
INTERMEDIAR (CU MDESIGN)
Results:
No. Type Position
x mm
Radial force in the Y-axis
Ry N
Radial force in the Z-axis
Rz N
Result. radial force
R N
Axial force in the X-axis
Rax N
1 Location bearing -> 30.000 1263.595 -1278.731 1797.728 362.490 2 Location bearing <- 130.000 6752.165 -947.249 6818.285 -1486.949
0 25 50 75 100 125 150 175 200
Trend of curve of the transverse force (combined characteristic)
L, mm
Q, N
-6058.1
-4038.7
-2019.4
0.0
2019.4
4038.7
6058.1
34
35
8.3. SCHEMA DE INCARCARE A ARBORELUI DE
INTRARE
Formele şi dimensiunile tronsoanelor
Tronsoanele cilindrice cu secţiune plină: 1 (cap de arbore STAS), 2 (suprafaţa de
etanşare) 3 (suprafaţă filetată pentru piuliţa canelată pentru rulmenţi cu şaibă de siguranţă) 4
(tronson montare rulment adoptat), 5 (tronson cu diametrul mai mic decât al rulmentului), 6
(tronson montare rulment adoptat), 7 (tronson cu umăr de fixare axială), 8 (se consideră ca
cilindriu cu diametrul egal cu diametrul mediu al pinionului conic); dimensiunile tronsoanelor
(diametrul şi lungimea) se vor prelua din desenul de ansamblu.
Tipurile şi poziţiile reazemelor
Reazemul A: articulaţie spaţială (deplasările radiale în direcţiile Y, Z şi axială X, nule);
poziţionare în punctul determinat de intersecţia normalelor la căile de rulare cu axa arborelui,
cota a corespunde rulmentului ales.
Reazemul B: reazem simplu (deplasările radiale în direcţiile Y şi Z nule); poziţionare în
punctul determinat de intersecţia normalelor la căile de rulare cu axa arborelui, cota a
corespunde rulmentului ales.
Tronsonul 1: D1= 35 mm ; L1= 40 mm
Tronsonul 2: D2= 42 mm ; L2=20 mm
Tronsonul 3: D3= 50 mm ; L3= 13 mm
Tronsonul 4: D4= 50 mm ; L4= 51 mm
Tronsonul 5: D5= 47 mm ; L5= 40 mm
Tronsonul 6: D6= 50 mm ; L6= 47 mm
Tronsonul 7: D7= 55 mm ; L7= 2 mm
Tronsonul 8: D8= 82.08 mm ; b= 35 mm
Pentru arborele de intrare se adopta rulmenti radiali-axiali cu role conice 32308.
36
8.4. SCHEMA DE INCARCARE A ARBORELUI DE
IESIRE
Formele şi dimensiunile tronsoanelor
Tronsoanele cilindrice cu secţiune plină: 1 (cap de arbore STAS), 2 (suprafaţa de
etanşare, 3 (tronson montare rulment adoptat), 4 (tronson de trecere), 5 (tronson montare roată
dinţată cilindrică), 6 (tronson cu umăr de fixare axială a roţii), 7 (tronson cu umăr de fixare
axială a rulmentului) , 8 (tronson montare rulment adoptat); dimensiunile tronsoanelor
(diametrul şi lungimea) se vor prelua din desenul de ansamblu.
Tipurile şi poziţiile reazemelor
Reazemul A: reazem simplu (deplasările radiale în direcţiile Y şi Z nule); poziţionare în
punctul determinat de intersecţia normalelor la căile de rulare cu axa arborelui, cota B
corespunde rulmentului ales.
Reazemul B: articulaţie spaţială (deplasările radiale în direcţiile Y, Z şi axială X, nule);
poziţionare în punctul determinat de intersecţia normalelor la căile de rulare cu axa arborelui,
cota B corespunde rulmentului ales
37
Tronsonul 1: D1= 45 mm ; L1= 100 mm
Tronsonul 2: D2= 48 mm ; L2= 25 mm
Tronsonul 3: D3= 50 mm ; L3= 27 mm
Tronsonul 4: D4= 65 mm ; L4= 70 mm
Tronsonul 5: D5= 75 mm ; L5= 6 mm
Tronsonul 6: D6= 60 mm ; L6= 70 mm
Tronsonul 7: D7= 55 mm ; L7= 18 mm
Tronsonul 8: D8= 50 mm ; L8= 26 mm
Pentru arborele de iesire se adopta rulmenti radiali cu bile 7210-B-JP.
9. ALEGEREA ŞI VERIFICAREA MONTAJULUI CU
RULMENŢI AL ARBORELUI INTERMEDIAR
Date de intrare
a. Turaţia, n [rot/min] constantă; treptele de turaţie n1, n2, n3 … nn [rot/min].
b. Forţele din lagăre: = 1797.728, = 6818.285.
c. Valorile diametrelor fusurilor de montaj şi (eventual) ale carcaselor.
d. Durata de funcţionare, Lh =700 [ ore ].
e. Mărimile jocurilor unghiulare, radiale şi axiale necesare; preciziile de execuţie şi
montaj.
f. Condiţii de funcţionare: tipul maşinii (utilajului) în care se integrează, temperatura şi
dilataţia termică, nivel de vibraţii şi zgomot, caracteristicile mediului în care funcționează.
g. Condiţii ecologice (utilizarea de materiale şi tehnologii eco, reciclarea materialelor,
protecţia vieţii).
Alegerea schemei de montaj si a rulmentilor
În funcţie de diametrul arborelui, din catalogul de rulmenţi se alege rulment
radial-axial cu role conice 32006, având caracteristicile prezentate în figurile de mai jos. În
tabelul s-au făcut următoarele notaţii: d reprezintă diametrul interior al rulmentului, D –
diametrul exterior al rulmentului, B – lăţimea rulmentului, Cr - sarcina radială de bază
dinamică, C0r - sarcina radială de bază statică.
38
Informatii despre rulmenti
Scheme de calcul a fortelor
Calculul forţelor axiale totale din lagăre
= 0,5
= 2753.69 N;
= 0,5
= 3007.1 N;
Verificarea rulmenţilor
Lagărul B:
= 0.572 > e = 0.55
Sarcina dinamică echivalentă:
P= x0,57+0,95x = 5409.2 N
39
Verificare si dimensionare
Durabilitatea rulmentului în milioane de rotaţii:
(
)
= 13248 milione de rota’tii
unde p = 3.3 pentru rulmenţi cu role.
Durata de funcţionare asigurată (Durabilitatea rulmentului în ore):
=
= 397443 ore de funcţionare > Lh = 10000 ore de funcţionare.
Rulmentul rezistă
10. ALEGEREA ŞI VERIFICAREA ASAMBLĂRII
PRIN PANĂ PARALELĂ DINTRE ROATA
CONICĂ ŞI ARBORELE INTERMEDIAR
Scop: adoptarea formei penei, a dimensiunilor secţiunii transversale şi a lungimii acesteia,
necesare pentru calcul şi întocmirea desenului de ansamblu al sistemului în care se integrează.
Dimensiunile penei şi ale canalelor din arbore şi butuc se adoptă în funcţie de valoarea
diametrului tronsonului arborelui pe care se montează, dA, din STAS 1004
Se adopta forma A si valorile tinand seama de diametrul arborelui intermediar ( 50 mm):
b : 12
h : 8
Ajustaj normal : Arbore N9 :
Butuc Js9 :
Pana :
Dimensionare şi verificare:
Relaţia de calcul a lungimii necesare [mm]:
= 41.59 mm; l= +b=55.59; l> =>lST =40 [mm] (2 pene)
Mt [Nmm] – momentul de torsiune transmis ;
40
b [mm] latimea penei;
d = dA [mm] – diametrul arborelui ;
ζas [MPa] – tensiunea admisibilă de strivire sau pa [MPa] – presiunea admisibilă de
neexpulzare a lubrifiantului ;
h [mm] – înălţimea penei;
Lb[mm] – lungimea butucului ;
lST [mm] – lungimea din standard;
11. ALEGEREA SISTEMULUI DE UNGERE
Din ecuaţia de echilibru termic,
Pi-Pe = Q sau Pi (1-ηR) = λSe(t-to)
în care, t0 este temperatura maximă a mediului ambiant în care funcţionează reductorul (uzual,
t0 = (18 … 25) oC); Pi [kW] – puterea la arborele de intrare al reductorului; ηR – randamerntul
reductorului; λ – factorul transmiterii căldurii de la carcasă la aer (λ = (8…12) W/m2o
C,
pentru o circulaţie slabă a aerului în zona reductorului); Se = 1,2…1,3 S [m2] – suprafaţa
exterioară a reductorului cu S suprafaţa teoretică (factorul 1,2 ia în considerare nervurile de
rigidizare şi ramele de asamblare; ta – temperatura de lucru admisibilă a uleiului (ta =
(60…70) oC); Pe - puterea la arborele de ieşire al reductorului; Q – căldura generată de
frecările din interior şi evacuată spre exterior.
Recomandări practice:
a. Pentru v ≤ 15 m/s se utilizează ungerea prin imersare (barbotare); adâncimea de imersare a
unei unei roţi în ulei (1..2)m < h < (6…8)m (m este modulul danturii) sau, uzual, 10 mm
≤ h < 1/3 din raza roţii. Distanţa de la roată la fundul băii de ulei (3…4)δ ≤ H < (5…7)δ
cu δ grosimea peretelui carcasei (uzual, δ = 7…8 mm). Roata conică trebuie să se afle în
ulei pe toată înăţimea din secţiunea
exterioară a dintelui.
41
b. Pentru 15 < v ≤ 20 m/s se utilizează ungerea cu circulaţie forţată a uleiului, prin
pulverizarea uleiului direct pe dinţii roţilor în zona de angrenare.
c. Pentru v > 20 m/s se utilizează ungerea prin pulverizare în zona plasată înainte de
angrenare.
Lubrifiantul folosit: 125 EP; vascozitatea cinematica: 120
Alimentarea cu lubrifiant se poate face manual, semiautomat, automat [Roloff,
2008]
Alte metode :
42
12. ALEGEREA ŞI JUSTIFICAREA DISPOZITIVELOR
DE ETANŞARE
Etanşările fixe ale carcaselelor se asigură prin strângerea acestora fără ca între
suprafeţele plane de separaţie (prelucrate cu mare precizie privind planeitatea şi rugozitatea)
să se monteze garnituri de etanşare care ar modifica alezajele rulmenţilor prelucrate în
subansamblul carcasă; uneori, în cazul dimensiunilor mari, se pot folosi paste de etanşare.
Etanşările fixe între capac şi carcasă se fac cu garnituri inelare din carton presat sau din
material moale (Al sau Cu); în cazul lagărelor cu rulmenţi radial-axiali garnitura metalică are
şi rolul de reglare a jocului din rulmenţi.
Etanşările mobile la nivelul arborilor de intrare se asigură prin intermediul garniturilor din
pâslă, la viteze reduse, sau garnituri manşetă de rotaţie
MATERIALE PENTRU ELEMENTELE DE ETANȘARE
Pielea – are o bună capacitate de etanșare chiar pe suprafețele rugoase, având și capacitatea de
a absorbi și reține lubrifiantul; are o bună rezistență la uzare și coeficenți de frecare reduși in
contact cu materialele metalice; vitezele maxime (periferice și de translație) recomandate, 4
m/s; temperatura de lucru până la care funcționează normal esete 1000 C.
Pâsla – are capacități ridicate de reținere a lubrifianților și coeficienți de frecare reduși;
rezistență la uzare redusă.
Hârtia și cartonul – se folosesc la etanșări fixe, la presiuni scăzute și temperaturi până la 1000
C; înainte de montare se impregneză cu soluții de ulei și rășini.
Pluta – are coeficient de frecare mare și conductibilitate termică redusă; este impermeabilă
față de lichide la presiuni joase; este fragilă și nu se poate folosi repetat; ex. etanșarea
capacelor băilor de ulei.
Elastomeri – reprezentativ pentru această grupă este cauciucul sintetic; suportă deformări mari
fără a genera solicitări apreciabile și se adaptează ușor la formele suprafețelor metalice; există
rețete diverse cu rezistențe la tipul fluidului de etanșat (ulei, abur etc.).
Plastomeri – materiale sintetie termolpaste (la căldură devin plastice, iar la rece se solidifică);
coeficienți de frecare reduși.
Materiale metalice – plumbul moale (pentru medii acide), aluminiul moale (la presiuni
reduse), cuprul moale (la temperaturi ridicate), bronzul și alama (rezistență chimică ridicată),
fonta cenușie (eventual cu adaus de Si, pentru etanșarea pistoanelor motoarelor termice); se
folosesc sub formă de garnituri plate sau profilate, inele masive etc.
43
Etanșări cu contact fără elemente intermediare: a – pe suprafețe plane mari; b – pe suprafețe
plane reduse; c – pe suprafețe conice; d,e – pe linii circulare;
Etanșări cu contact fixe cu garnituri profilate
44
Etanșări cu contact de rotație cu inele de pâslă
Etanșări cu contact cu garnituri manșetă de rotație
Etanșări cu contact de translație cu cu inele O
Etanșări cu segmenți metalici
Etanșări fără contact
45
Etanșări fără contact cu labirinți
46
BIBLIOGRAFIE
1. Jula, A. ş.a. Organe de maşini, vol. I,II. Universitatea din Braşov, 1986, 1989.
2. Mogan, Gh. ş.a. Organe de maşini. Teorie-Proiectare-Aplicații, Ed Universității
Transilvania din Braşov, 2012 (format electronic).
3. Moldovean, Gh. ş.a. Angrenaje cilindrice şi conice. Calcul şi construcţie. Ed. LuxLibris,
Braşov, 2001.
4. Moldovean, Gh. ş.a. Angrenaje cilindrice şi conice. Metodici de proiectare. Ed. LuxLibris,
Braşov, 2002.
5. Rădulescu, C. Organe de maşini, vol. I, II, III. Universitatea Transilvania din Braşov,
1985.
6. *** Culegere de norme şi extrase din standarde pentru proiectarea elementelor componente
ale maşinilor, vol. I. şi II. Universitatea din Braşov, 1984.
47
DESENE
Desene de executie
Arbore de intrare
48
Arbore intermediar
49