problemar `bazele proiectarii utilajului tehnologic`

Culegerea de probleme propusă include majoritatea compartimentelor conform programei la disciplina „Bazele de calcul şi de proiectare ale utilajului tehnologic din industria alimentară”, care este una din disciplinele de profil prevăzute de planurile de studii ale universităţii tehnice şi colegiilor de profil în vederea pregătirii specialiştilor pentru industria alimentară.

În însuşirea mai profundă a materiei un rol substanţial aparţine lecţiilor practice, la care studenţii, folosind tehnica de calcul, însuşesc metodele de calcul ale maşinilor, aparatelor şi instalaţiilor din industria alimentară.

Culegerea de probleme propusă conţine tabele ale caracteristicilor fizico – mecanice şi izometrice ale materiei prime şi semifabricatelor, întrebuinţate la construirea utilajelor din industria alimentară şi necesare studenţilor la rezolvarea problemelor.

Culegerea este destinată studenţilor de la facultatea “Inginerie şi Management în Mecanică” şi anume specialităţilor “Maşini şi Aparate în Industria Alimentară”, “Utilajul şi Tehnologia Ambalării Produselor” şi “Maşini şi Aparate în Industria Uşoară”.

Autori : lector asistent Marcel Maţco

Redactor responsabil: dr. conf. univ. Grigore Ganea

Recenzent: dr. conf. univ. Mircea Bernic

© U.T.M., 2009

Cuprins

Pag.1 Calculul mecanismului dezaxial cu bielă –

manivelă................................................................. 4

2 Calculul mecanismului cu culisă............................ 83 Calculul mecanismului dezaxial cu manivelă –

balansier................................................................13

4 Calculul mecanismului cu cruce de malta.............. 165 Calculul mecanismului cu clichet.......................... 216 Calculul mecanismului axial cu cama plană.......... 257 Calculul transportorului melcat............................ 328 Calculul vibro-izolării maşinilor........................... 409 Calculul dimensiunilor optimale ale vasului

cilindric..................................................................47

10 Calculul dimensiunilor optimale ale vasului dreptunghiular închis............................................

50

11 Calculul fundului plat rotund supus unei sarcini uniforme................................................................

52

12 Calculul suportului aparatului............................... 5613 Calculul zdrobitorului cu ciocane.......................... 6014 Calculul schimbătorului de căldură...................... 6615 Calculul separatorului........................................... 7116 Calculul buncărului de alimentare.......................... 7917 Calculul cilindrului pneumatic............................... 84

Bibliografie............................................................ 89Anexe..................................................................... 91

1. Calculul mecanismului dezaxial cu bielă – manivelă

Fig.1 Mecanismul dezaxial cu bielă – manivelă.1 – manivela; 2 – biela; 3 – culisoul.

De determinat parametrii de bază şi de construit mecanismul cu bielă-manivelă dacă sunt cunoscute următoarele date iniţiale:

K = 1,12 – coeficientul intervalelor;e = 40 mm – excentricul;Tc =0,8 s – ciclul cinematic a mecanismului.

1) Calculul unghiurilor de rotire util ϕu şi în gol

ϕ g :

ϕu=2πK1+K

=2⋅3 , 14⋅1 , 121+1,12

=3 , 32 rad=1900

ϕ g=2 π1+ K

=2⋅3 ,141+1 ,12

2, 96 rad=1700

2) Calculul vitezei unghiulare a manivelei:

ω=2πT c

=2⋅3 , 140,8

=7 ,85 rads

3) Calculul timpului de lucru şi mers în gol

tu=ϕu

ω=3 ,32

7 , 85=0 ,423 s

tg=ϕg

ω=2 ,96

7 ,85=0 ,377 s

4) Admitem parametrul geometric adimensionalλ=0,3 şi din condiţia

{ λ− χ≤cos Δu ¿ {χ1−λ

≤cos Δu ¿ ¿¿¿determinăm că χ = 0,12.5) Calculul lungimii bielei şi raza manivelei

χ=el

l=eχ

=400 , 12

=333 mm

r=λ⋅l=0,3⋅333=100 mm6) Calculul unghiului iniţial şi final a deplasării mecanismului

Δi=arcsinel+r

=arcsin40333+100

=0 , 0925 rad=5,30=500 2'

Δf=arcsinel−r

=arcsin40333−100

=0 ,1725 rad=9 , 890=9053'

7) Calculul deplasării maximale

Sm= (l+r )cos Δi−(l−r )cos Δf=(333+100 ) cos0 , 0925−− (333−100 ) cos0 ,1725=431 ,15−229 ,54=201 ,61mm

8) Calculul acceleraţiei manivelei la începutul şi sfârşitul cursei de lucru:

a) dacă ϕ=Δi=0 ,0925 rad

Δ=arcsin ( χ+λ sin ϕ)=arcsin (0 ,12+0,3 sin 0 ,0925 )=0 ,148 rad=8 , 480=8029'

a i=ω2r (cos ϕ+λcos2 ϕcos2 Δ

−sin ϕ tg Δ)==7 , 852⋅0,1(cos0 , 0925+0,3

cos20 , 0925cos20 , 148

−sin 0 , 0925 tg0 , 148)==6 , 16⋅(0 , 9957−0 ,0138+0,3 )=7,9

ms2

b) dacă ϕ=1800+ Δf =3 ,3125 rad

Δ=arcsin ( x+ λ sin ϕ )=arcsin (0 , 12+0,3sin 3 ,3125 )=0 , 069 rad==3 , 960=30 5 8'

a f=ω2r (cos ϕ+λcos2 ϕcos2 Δ

−sin ϕ tg Δ )=¿7 ,852⋅0,1(cos 3 ,3125+0,3

cos23 , 3125cos20 , 069

−sin 3 ,3125⋅tg0 , 069)=¿6 ,16⋅(−0 , 985+0 , 2927+0 , 01175 )=−4 , 19

ms2

Date iniţiale pentru calculul mecanismului cu bielă manivelă dezaxial

Nr.

Coeficientul intervalelor,

K

Distanta dintre axe

e,mm

Ciclul cinematic

T c, s

Parametrul adimensional,

λ

1 1,12 45 1,2 0,222 1,10 35 1,1 0,243 1,08 25 1,0 0,264 1,06 15 0,9 0,285 1,04 5 0,8 0,306 1,12 40 0,8 0,327 1,10 50 0,9 0,348 1,08 30 1,1 0,369 1,06 20 1,0 0,3810 1,04 10 1,2 0,411 1,12 35 1,0 0,4212 1,10 40 0,8 0,4413 1,08 20 1,2 0,4614 1,06 25 0,6 0,4815 1,04 15 1,0 0,516 1,04 20 0,9 0,4817 1,06 10 1,2 0,4618 1,08 15 0,9 0,4719 1,10 45 1,2 0,4520 1,12 30 0,6 0,3721 1,14 50 1,2 0,3522 1,12 40 1,1 0,2723 1,10 30 1,0 0,2524 1,06 35 0,9 0,4125 1,02 20 0,8 0,3926 1,08 30 1,1 0,38

2. Calculul mecanismului cu culisă

Fig.2 Mecanismele cu culisă oscilatorie.1 – manivela; 2 – culisoul; 3 – culisa; 4 – tija; 5 – culisoul.

De determinat parametrii geometrici şi cinematici a mecanismului cu culisă dacă sunt date:

Sm=240 mm - deplasarea punctului superior a culisei;l = 200 mm – baza mecanismului;K = 1,6 – coeficientul intervalelor;Tc =0,6 sec – ciclul cinematic.

1) Calculul unghiului cursei utile φl şi în gol φg a manivelei:

ϕu=2⋅π⋅K1+K

=2⋅3 , 14⋅1,61+1,6

=3 ,865 rad=22103 3'

ϕ g=2⋅π1+ K

=2⋅3 ,141+1,6

=2 , 415 rad=13802 6'

2) Calculul vitezei unghiulare a manivelei

ω1=2πT c

=2⋅3 ,140,6

=10 ,47 rad /sec

3) Calculul timpului

tu=ϕu

ω1

=3 , 86510 , 47

=0 , 37 sec

tg=ϕg

ω1

=2 ,41510 , 47

=0 , 23 sec

4) Calculul parametrilor mecanismului

λ=cosϕg

2=0 ,355

r1=λ⋅l=0 , 355⋅200=71 mm

ψm=2arcsin λ=2arcsin 0 ,355=0 , 726

r3=Sm

2⋅λ=240

2⋅0 , 355=338 mm

5) Calculul raportului

ω3

ω1 pentru diferite unghiuri de rotire a manivelei

ω3

ω1

=−λ (cos ϕ−λ )

1−2 λ cos ϕ+λ2

φ 00 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800

ω3

ω1

-0,5

5

-0,4

6

-0,2

5

-0,0

65

0,06

4

0,18

7

0,20

5

0,23

8

0,25

65

0,26

2

6) Calculul raportului

ε 3

ω12pentru diferite unghiuri de rotire a

manivelei

ε 3

ω12=

λ (1−λ2 ) sin ϕ

(1−2⋅λ⋅cosϕ+λ2)2

φ 00

200

400

600

69,2

20

800

1000

1200

1400

1600

1800

0

0,50

5

0,58

6

0,45

0,38

0,30

4

0,19

6

0,12

0,07

0,03 0

7) Calculul unghiului de rotire a manivelei, cînd acceleraţia unghiulară a culisei atinge valoarea maximală:

cos ϕ0=− (1+λ2 )+√ (1+λ2 )2+32⋅λ2

4⋅λ=

=−(1+0 ,3552)+√ (1+0 ,3552 )2+32⋅0 ,3552

4⋅0 ,355=0 , 82844

ϕ0=34 ,060=340 03 '

8) Calculul valorii maxime a raportului dintre acceleraţia unghiulară a culisei la pătratul vitezei unghiulare a maniveleiε 3

ω12=

λ (1−λ2 ) sin ϕ

(1−2⋅λ⋅cosϕ+λ2)2=

0 ,355 (1−0 , 3552) sin 34 ,060

(1−2⋅0 ,355⋅0 ,82844+0 ,3552)2=0,6

9) Conform datelor primite construim graficul dependenţei

ω3

ω1

şi

ε 3

ω12 de unghiul de rotire a manivelei.

Fig.3 Graficul dependenţei

ω3

ω1şi

ε 3

ω12

de unghiul de rotire a manivelei.

ϕu /2=1100 4 7 '

ϕ g/2=690 13'

ϕ0=340 03'

Date iniţiale pentru calculul mecanismului cu culisă

Nr.Coeficientul intervalelor

K

Deplasarea maximăSm, mm

Distanţa dintre axe

l4, mm

Ciclulcinematic

Tc, s1 1,7 340 280 1,22 1,68 320 260 1,13 1,66 300 250 1,04 1,64 280 230 0,95 1,62 260 220 0,86 1,60 240 200 0,77 1,58 220 190 0,68 1,56 200 160 1,49 1,54 190 150 1,210 1,52 180 140 1,111 1,5 170 130 1,012 1,48 160 120 0,913 1,46 150 110 0,814 1,44 140 100 0,615 1,42 130 90 0,816 1,4 135 105 0,617 1,41 145 115 0,718 1,43 155 125 0,919 1,45 165 135 1,020 1,47 175 140 1,221 1,49 185 150 1,422 1,51 195 155 1,323 1,53 205 160 1,224 1,55 215 165 1,125 1,57 225 170 1,0

3. Calculul mecanismului dezaxial cu manivelă – balansier

Fig.4 Mecanismul dezaxial cu manivelă – balansier.1 – manivela; 2 – biela; 3 – balansier.

De determinat parametrii principali a mecanismului dezaxial cu manivelă – balansier, dacă se cunoaşte:

r1=130 mm - raza manivelei;r2=250 mm - raza balansierului;l1=440 mm - lungimea bielei;l2=410 mm - baza mecanismului;

T c=1,2 s - timpul ciclului cinematic.

1) Calculul unghiului iniţial şi final a mecanismului:

Δi=arccosl22+ (l1+r1 )2−r2

2

2 l2 (l1+r1)=arccos

4102+(440+130 )2−2502

2⋅410 ( 440+130 )=

=arccos 0 ,92=2205 5'=0,4 rad

Δf=arccosl22+ (l1−r1)2−r2

2

2 l2 (l1−r1)=arccos

4102+( 440−130 )2−2502

2⋅410 (440−130 )=

=arccos 0 ,79=3704 8'=0 ,66 rad2) Calculul unghiului cursei utile şi în gol a manivelei

ϕu=π+( Δf −Δi )=1800+(370 4 8'−220 5 5' )=1940 5 3'=3,4 rad;

ϕ g=π−( Δf−Δi )=1800−( 370 4 8'−220 5 5' )=1650 0 7'=2, 88 rad .3) Calculul coeficientului intervalelor

K=ϕu

ϕ g

= 3,42 ,88

=1 ,18 .

4) Calculul vitezei unghiulare a manivelei

ω1=2πT c

=2⋅3 ,141,2

=5 ,24 rad /s .

5) Calculul timpului cursei utile şi în gol a manivelei

tu=ϕu

ω1

=3,45 , 24

=0 ,65 s ;

tg=ϕg

ω1

=2 ,885 ,24

=0 ,55 s .

6) Calculul unghiului maxim de rotire a balansierului

ψm=ψ f−ψ i=13003 2'−620 36'=6705 6' .

ψ f=π−arcsin (l1−r1

r2

sin Δf )=1800−arcsin (440−130250

sin 0 ,66)==1800−arcsin 0 , 76=130032'=2 ,28 rad ;

ψ i=arcsin (l1+r1

r2

sin Δi)=arcsin(440+130250

sin 0,4 )=6203 6 '=1,09 rad .

Date iniţiale pentru calcululmecanismului dezaxial cu manivelă – balansier

Nr.

Raza manivelei

r1, mm

Raza balansierului

r2, mm

Lungimea bielei

l1, mm

Distanţa dintre

axele de rotaţiel2, mm

Ciclul cinematic

Tc, s1 150 270 430 410 1,22 145 265 425 405 1,13 160 280 440 400 1,04 150 270 430 395 0,95 140 260 420 390 0,86 145 265 425 385 0,77 130 250 410 380 0,68 120 230 390 360 0,69 125 230 390 350 0,710 120 235 395 365 0,811 120 240 400 370 0,912 115 240 400 375 1,013 120 250 410 380 1,114 125 245 405 385 1,215 120 260 420 390 1,316 110 265 425 395 1,417 115 270 430 400 1,418 110 275 435 405 1,319 105 280 440 400 1,220 110 270 430 390 1,121 95 250 410 380 1,022 100 255 415 385 0,923 90 245 405 370 0,824 95 225 395 365 0,725 90 220 395 360 0,6

4. Calculul mecanismului cu cruce de malta

Figura 5. Dimensiunile geometrice ale mecanismului cu cruce de malta

Să se determine parametrii mecanismului cu cruce de malta, dacă sunt cunoscute următoarele date iniţiale:

- ε max=8 , 16 rad /s - acceleraţia unghiulară maximală a crucii;

- k=1,4 - coeficientul intervalelor;

- M r=100 Nm - momentul de rezistenţă pe arborele crucii de malta.

1) Calculul numărului de braţe conducătoare şi numărului de locaşe:

k=S ( z−2 )

2 z−S ( z−2 )Dacă S=1 , atunci numărul de locaşe z=−12

Dacă S=2 , atunci numărul de locaşe z=4,8 , admitem z=5 .2) Calculul unghiului de rotire a crucii:

ϕd=2 πz

=2⋅1800

5=720

3) Calculul parametrului geometric λ :

λ=sinπz=sin

1800

5=0 , 587

4) Calculul unghiului de lucru a braţului conducător:

ϕl=π−ϕd=πz−2

z=1080

5) Calculul unghiului mersului în gol a braţului conducător:

ϕ g=π

S⋅z[2 z−S ( z−2 ) ]=720

6) Calculul unghiului la care acceleraţia crucii atinge valoarea maximă:

ϕ 0=arccos−(1+ λ2)+√( 1+ λ2 )2+32 λ2

4 λ=

=arccos−(1+0 ,5872)+√ (1+0 ,5872 )2+32⋅0 ,5872

4⋅0 ,587=

=arccos 0 ,9533=1703 4'

7) Calculul coeficientului acceleraţiei:

k ε max=λ (1−λ2) sin ϕ0

(1−2λ cosϕ0+ λ2)2=0 ,515

Conform anexa 1 pentru ϕ 0=1703 4 '

admitem coeficientul

intervalelor egal cu k ε max=0 , 72

.8) Calculul vitezei unghiulare a manivelei:

ω1=√ εmax

kε max

=√ 8 , 160 , 72

=3 ,36 rad /s

9) Calculul ciclului cinematic:

T c=ϕl+ϕg

ω1

=0 ,93 s

10) Calculul timpului de lucru şi de mers în gol a elementului conducător:

t l=ϕl

ω1

=0 ,56 s tg=ϕg

ω1

=0 ,37 s

11) Calculul diametrului arborelui crucii de malta:

d3=0 , 0052⋅3√ M r=0 , 0052⋅3√100=0 , 024 m=24 mm12) Calculul diametrului arborelui elementului conducător:

d1=0 , 0052⋅3√B1⋅M r=0 ,0052⋅3√1 , 17⋅100=0 , 025m=25mm

unde: B1=1, 17 - coeficientul ce depinde de numărul de canale.z 3 4 5 6 8 9 10 12B1 5,40 2,02 1,17 0,80 0,49 0,41 0,39 0,35

13) Constructiv admitem diametrele butucilor crucii de malta şi a elementului conducător:

db 1=db 3=40 mmLungimea butucilor: l1=l2=(1,5÷2 ) d1=40 mm

Admitem raza rolei: rr=8 mm; deci dr=16 mm

14) Calculul razei braţului conducător:r1=0,5 db 1+0,5 dr+(0 ,02÷0 ,03 ) m=0 ,052 m

15) Calculul razei exterioare a crucii de malta:

r3=r1

tgπz

= 0 , 052

tg1800

5

=0 , 0715m

16) Calculul dimensiunilor batiului mecanismului:l4≥[ r1+r2+0,5 db 3+(0 , 01÷0 , 02 )m ]== [0 , 052+0 , 008+0,5⋅0 , 04+0 ,014 ]=0 , 094 m=94 mm

l4≥[ r3+0,5 d1+(0 , 002÷0 , 003 )m ]==0 ,0715+0 ,0125+0 , 0025=0 , 086 m=86 mm

l4=r 1

λ=52

0 ,587=88 , 6 mm

Alegem valoarea cea mai mare l4=94 mm .17) Calculul razei circumferinţei ce trece prin centrul de

racordare al canalelor:rc . r=l4−[r1+(0 , 001÷0 , 002 ) m ]=94− (52+1,5 )=40 , 5 mm

18) Calculul lăţimii rolei:

b=0 ,175⋅B2⋅E⋅M r

r1⋅r2⋅[σstr ]2

unde: [σ str ]=60⋅9 , 81⋅106 N /m2 - tensiunea admisibilă la strivire

pentru Oţel 45;E=20⋅106 N /m2

- modulul de elasticitate, conform anexa 6;

B2=1, 28 - coeficientul ce depinde de numărul de canale:z 3 4 5 6 8 9 10 12B2 5,81 2,20 1,28 0,90 0,56 0,50 0,47 0,45

b= 0 ,175⋅1 ,28⋅20⋅106⋅100

0 ,052⋅0 , 008⋅(60⋅9 , 81⋅106 )2=0 ,03 m=30 mm

19) Calculul diametrului arborelui rolei:

darb=3√ B2⋅M r⋅br

0,2⋅r1⋅[ σ înc ]=3√ 1 , 28⋅100⋅0 , 03

0,2⋅0 , 052⋅170⋅106=0 , 014 m=14 mm

Date iniţiale pentru calculul mecanismului cu cruce de malta

VariantaCoeficientul intervalelor

Acceleraţia maximală a crucii

de malta

Momentul de rezistenţă pe

arborele crucii

k ε max , rad /s2 M r ,Nm

1 0,20 860,00 502 0,33 148,00 503 0,43 63,00 604 0,50 37,00 605 0,60 19,20 806 0,64 15,30 807 0,67 12,78 808 0,71 9,53 1009 1,00 37,00 5010 1,40 8,16 10011 1,50 15,75 6012 1,67 11,34 8013 2,00 9,25 6014 2,34 20,08 6015 3,00 4,80 8016 3,50 3,83 8017 4,00 3,20 8018 5,00 2,38 10019 9,00 7,00 8020 5,00 4,80 8021 5,00 3,70 10022 0,80 15,75 6023 0,846 16,45 8024 0,714 12,78 100

5. Calculul mecanismului cu clichet

Figura 6. Parametrii de bază a mecanismului cu clichet

De construit mecanismul cu clichet dacă sunt cunoscute următoarele date iniţiale:

- M=125 Nm - momentul de rotire pe arborele roţii de clichet;

- z=12 - numărul de dinţi a roţii de clichet;- Oţel 20 – materialul roţii de clichet;- Oţel 45 – materialul culbutorului;

- j=2,5 - coeficientul lăţimii dinţilor.

1) Calculul modulului roţii de clichet:

m=1 , 75⋅3√ Mz⋅ψ⋅[ σ ]inc

=1 , 75⋅3√12512⋅1,5⋅108

=0 , 0072m;

ψ=1÷2 - coeficientul formei dinţilor;

[ σ ]inc=108 N /m2 - tensiunea admisibilă la încovoiere pentru Oţel 20

(anexa 7);

Admitem modulul roţii m=8 mm .2) Calculul diametrului exterior a roţii de clichet:

D=z⋅m=12⋅8=96 mm .3) Calculul razei interioare a dinţilor roţii de clichet:

ri=D /2−0 ,75 m=96/2−0 ,75⋅8=42 mm.

4) Calculul înălţimii dinţilor:h=D /2−ri=96 /2−42=6 mm

.5) Calculul lăţimii dinţilor roţii de clichet:

b= j⋅m=2,5⋅8=20 mm .j=1÷4 - coeficientul lăţimii dinţilor roţii pentru mecanismul cu

clichet executat din Oţel;j=1,5÷6 - coeficientul lăţimii dinţilor roţii pentru mecanismul cu

clichet executat din fontă;6) Calculul lăţimii culbutorului:

bc=1,1⋅b=1,1⋅20=22 mm.

7) Calculul forţei ce acţionează pe dinţii roţii de clichet:

P=2 MD

= 2⋅1250 , 096

=2604 , 2 N.

8) Calculul forţei ce acţionează pe o unitate de lăţime a dinţilor:

q= Pb

=2604 ,20 ,02

=0 ,13 MN /m

9) Calculul diametrului arborelui roţii de clichet:

d=0 ,0052⋅3√M =0 ,0052⋅3√125=0 ,026m=26 mm10) Calculul diametrului arborelui culbutorului:

dc=3√ P

0,1⋅[ σ ]inc

⋅( bc

2+e)=3√2604 ,2

0,1⋅12⋅107⋅( 0 , 022

2+0 , 004)≈0 ,015 m=15 mm

unde: [ σ ]inc=12⋅107 N /m2 - tensiunea admisibilă la încovoiere pentru

Oţel 45 (anexa 10);

e=4 mm - înălţimea flanşei axei culbutorului (admitem constructiv).

11) Calculul dimensiunii de contact a culbutorului:a1=(0,5÷0,7 )m=0,6⋅8=4,8 mm

Admitem a1=5 mm

12) Distanţa dintre axa de rotaţie a culbutorului şi dintele roţii de clichet se admite constructiv, ca să asigure lucrul continuu normal a mecanismului.

Date iniţiale pentru calculul mecanismului cu clichet

Varianta

Momentul de rotire a arborelui roţii, Nm

Numărul de dinţi a roţii de clichet

Materialul roţii de clichet

Materialul culbutorului

1 90 10 Oţel 20 Oţel 452 100 12 Oţel L35 Oţel L453 110 15 Oţel 45 Oţel 204 120 16 Oţel L35 FC 305 125 18 Oţel 20 Oţel L456 130 9 Oţel 45 FC 207 140 8 Oţel L35 Oţel 208 150 6 Oţel 45 FC 309 175 16 Oţel L45 Oţel 4510 200 15 Oţel 20 FC 2011 175 12 Oţel 45 Oţel 2012 150 10 Oţel L45 FC 3013 140 9 Oţel 20 Oţel L4514 130 8 Oţel 20 FC 2015 125 6 Oţel 45 Oţel 2016 120 8 Oţel L35 FC 3017 110 9 Oţel 20 Oţel L4518 100 15 Oţel 45 FC 2019 125 10 Oţel L45 Oţel 4520 150 12 Oţel 20 FC 3021 140 20 Oţel L35 FC 3022 120 24 Oţel 20 Oţel L4523 120 30 Oţel 45 FC 2024 130 18 Oţel L45 Oţel 4525 160 15 Oţel 20 FC 30

6. Calculul mecanismului axial cu cama planăDe calculat mecanismul axial cu camă plană şi cu mişcare de translaţie a împingătorului dacă sunt cunoscute unghiurile de rotire a camei:

- ϕînd=60o-unghiul de îndepărtare

- ϕ sd=45o-unghiul de staţionare în depărtat

- ϕînt=60o- unghiul de reîntoarcere

- ϕ sa=195o-unghiul de staţionare apropiată

- Sm=0,04m –deplasarea maximă a împingătorului

- ω1=5,3 s−1- viteza ungiulară a camei

- K-cosinusoidală-legea de mişcare a împingătorului

- αmax=25o- unghiul maxim de presiune în timpul

deplasării împingătorului- m=20 kg - masa împingătorului şi pieselor unite la el.

1) Calculul razei circumferenţei iniţiale a profilului teoretic al camei.

ro=( Kv max

ϕînd×tgα max−0,5)×S max=( 1,571

1 , 047×tg25o−0,5)×0 ,04=0 ,109 m

K vmax - coef. vitezei maxime a tachetului

Legea mişcari K v max Kω max K N maxA - mişcare cu viteză constantă

1 ∞ ∞

P - acceleraţia constantă

2 4 8

K-cosinusoidă 1,571 4,935 3,875S-sinusoidă 2 6,28 8,163

2) Calculul raportului lăţimii rolei către diametrul pivotului.

bd p

=√0,2[ σ ]înc

[ σ ]spec

=√0,28×9 ,81×106

0,9×9 ,81×106=1 ,34

[ σ ]înc =8×9 ,81MN/m2-tensiunea admisibilă la încovoiere a materialului axului rolei[ σ ]sp =0,9×9 , 81 MN/m2- presiunea specifică admisibilă pe axul rolei.3)Calculul valorii maxime a numărului lui Newton

Kpmax=

G+Pst

m×S max×t

i2=196 .2+0

20×0 ,04×(0,2 )2=9 . 81

ti=

ϕînd

ωi

=1 ,0475,3

=0,2 s

G=m·g=20·9,81=196,2N-forţa de greutatePst - valoarea maximă a forţei static tehnologice (este neglijată)Pst=0

4) Calculul forţei normale ce acţionează asupra rolei.

Pn=K p max+Kω max

cos α max×

m×Smax×ω1

2

ϕînd

2

=

=(9 ,81+4 ,935 )×20×5,32

cos25o×1 ,0472=335 ,8 N

Acceptăm dp=0,008m, do= dp-(2÷3mm)=0,006mAtunci lăţimea rolei b=1,34*0,006=0,0107mConform anexei 8b=10mm dp=8mm D=18mm-diametrul rolei(R=9mm)

5) Calculul valorilor relative a razei minime de curbură.

Kgmin=ns*

RSm

=1,60 ,0090 ,04

=0 ,36

6) Coeficientul de siguranţă contra ascuţirii profilului se accept n3=1,6

Coeficientul de siguranţă contra acţiunii profilului camei.

Condiţiile de lucru a mecanismului

Numarul lui Newton

Coeficientul de siguranţă

Sarcina pur mecanică 0-2 1,2-1,3Prevalează sarcina generată de forţele de inerţie

2-8 1,4-1,5

Prevalarea mică a forţelor statice

8-12 1,6-1,8

Prevalarea esenţială a forţilor statice

>12 2

7) Calculul razei circumferinţei iniţiale a profilului teoretic.

ro=[0 .545 kg min(1+√1+3 . 68kωmax

ϕînd

2×kg min )−1]×Sm=

=[0 .545×0 ,36(1+√1+3 .684 ,935

1 ,0472×0 ,36 )−1]×0 ,04=0 ,0217 m

Din două valori ale lui ro=0,109m.Aceptăm pasul unghiular ∆γ=5o şi atunci unghiul de îndepărtare al împingătorului se va diviza în n=12 părţi.

8) Calculul razelor-vectoare în tabelul 4 se introduc şi coordonatele unghiulare a razelor vectoare.

ri=ro+ksi·Smax

ksi=0÷1- coef.adimensional de poziţie a deplasării.Dacă valoarea kS este în limitele de la 0 pînă la 0,5 (anexa 11),

atunci pentru unghiul de îndepărtare razele-vector se determină conform următoarei relaţii:

ri=rm-ks(n-i)Sm rm=r0+Sm

rm- raza maximă a camei.r0=109 mmr1=109+0,01704*40=109,68 mmr2=109+0,06699*40=111,68 mmr3=109+0,14645*40=114,86 mm

r4=109+0,25*40=119mmr5=109+0,37059*40=123,82 mmr6=109+0, 5*40=129 mmr7=149-0,37059*40=134,18 mmr8=149-0,25*40=141 mmr9=149-0,14645*40=143,14 mmr10=149+0,06699*40=146,32 mmr11=149+0,1704*40=148,32 mmr12=149mmRezultatele obţinute la calculul mecanismului cu camă.

Nr.

raz

ei -

vect

or

Raz

a ve

ctor

a p

rofi

lulu

i (r

)teo

reti

c,m

m

Coo

rdon

atel

e un

ghiu

lare

ale

raz

elor

ve

ctor

gra

de.

Ung

hiul

de

pres

iune

(α)

Raz

ele

vect

oare

ale

pr

ofil

ului

real

al c

amei

(r

pr)

m.

Coo

rdon

atel

e un

ghiu

lare

ale

raz

elor

ve

ctoa

re a

le p

rofi

lulu

i re

al a

l cam

ei(γ

r)gra

de.

0(24) 109 0 0 100 01(23) 109,68 5 8o04I 100,78 5o43I

2(22) 111,68 10 15o02I 103,01 11o18I

3(21) 114,86 15 20o16I 106,46 16o41I

4(20) 119 20 23o34I 110,8 21o52I

5(19) 123,82 25 25o03I 115,73 26o53I

6(18) 129 30 24o56I 120,9 31o48I

7(17) 134,18 35 23o21I 125,38 36o38I

8(16) 141 40 20o29I 132,6 41o22I

9(15) 143,14 45 16o30I 134,53 46o05I

10(14) 146,32 50 11o35I 137,52 50o45I

11(13) 148,32 55 5o59I 139,37 55o23I

12 149 60 0 140 60o

9) Calculul unghiului de presiune (anexa 11).α=arctg [ (kv /ϕi )/ (r dsm+k s) ]

α 0=0

α 1=arctg [ (0 ,407 /1,047 )/ (109/40+0 .01704 ) ]==arctg ( 0 ,3887 /2,742 )=8 ,07o=80 04 '

α 2=arctg [ (0 ,785/1 ,047 )/ (109/ 40+0 , 06699 ) ]==arctg (0 ,75/2 ,792 )=15 ,04o=15002'

α 3=arctg [ (1 ,11/1 ,047 )/ (109/40+0 ,14645 ) ]==arctg (1 ,06 /2 ,87145 )=20 ,26o=20016'

α 4=arctg [ (1 ,359 /1 ,047 ) /(109 /40+0 ,25 ) ]==arctg (1 ,298/2 ,975 )=23 ,57o=2303 4 '

α5=arctg [ (1 ,517/1 ,047 )/ (109/40+0 ,37059 ) ]==arctg (1 ,449/3,1 )=25 ,05o=25003'

α6=arctg [ (1 ,571/1 ,047 )/ (109/40+0,5 ) ]==arctg (1,5/3 ,225 )=24 ,94o=24056 '

Pentru reîntoarcere K si=1−KS (N−i )

α 7=arctg [ (1 ,517/1 ,047 ) / (109/40+0 ,62941 ) ]==arctg (1 ,449/3 ,3544 )=23 ,36o=23021'

α 8=arctg [ (1 ,359/1 ,047 )/ (109/40+0 ,75 ) ]==arctg (1 ,298 /3 ,475 )=20 , 48o=20029 '

α 9=arctg [ (1 ,11/1 ,047 )/ (109/ 40+0 ,85355 ) ]==arctg (1 ,06/3 ,57855 )=16 ,5o=16030'

α10=arctg [ (0 ,785 /1 ,047 )/(109 /40+0 ,93301 ) ]==arctg (0 ,75 /3 ,658 )=11 ,59o=11035 '

α 11=arctg [ (0 , 407 /1 , 047 )/ (109 /40+0 ,98296 ) ]==arctg (0 ,3887 /3 ,708 )=5 , 98o=5059'

10) Calculul razelor vectoare ale profilului real al camei.

r pr=√r2i+R

2rolei−2×ri×Rrolie×cosα i

r pr 0=√1092+92−2×109×9×cos00=100 mm

r pr 1=√109 ,682+92−2×109 ,68×9×cos 8 ,070=100 ,78 mm

r pr 2=√111 ,682+92−2×111, 68×9×cos 15 ,040=103 ,01mm

r pr 3=√114 , 862+92−2×114 ,86×9×cos 20 ,260=106 , 46mm

r pr 4=√1192+92−2×119×9×cos23 ,570=110 ,8 mm

r pr 5=√123 , 822+92−2×123 ,82×9×cos25 ,050=115 ,73 mm

r pr 6=√1292+92−2×129×9×cos24 ,940=120 ,9mm

r pr 7=√134 ,182+92−2×134 , 18×9×cos23 , 360=125 , 38 mm

r pr 8=√1412+92−2×141×9×cos20 , 480=132 ,6mm

r pr 9=√143 , 142+92−2×143 ,14×9×cos16 ,50=134 ,53 mm

r pr 10=√146 ,322+92−2×146 ,32×9×cos 11 ,590=137 ,52 mm

r pr 11=√148 , 322+92−2×148 ,32×9×cos5 , 980=139 , 37 mm

r pr 12=√1492+92−2×149×9×cos00=140 mm11) Calculul coordonatelor unghiulare ale razelor –vectoare ale

profilului real al camei.ϕr=ϕi+(Rrolei /r pri)sin αi

ϕro=0

ϕr 1=5o+(9/100 ,78 ) sin 8 ,07o=5o43 '

ϕr 2=10o+(9/103 ,01 ) sin 15 ,04o=11o18'

ϕr 3=15o+(9 /106 , 46 ) sin 20 ,26o=16o 41'

ϕr 4=20o+ (9/110 ,8 )sin 23 , 57o=21o52'

ϕr 5=25o+(9 /115 ,73 )sin 25 ,05o=26o5 3'

ϕr 6=30o+(9 /120 ,9 )sin 24 , 94o=31o 4 8'

ϕr 7=35o+(9 /125 , 38 ) sin 23 , 36o=36o38'

ϕr 8=40o+ (9/132 ,6 ) sin20 , 48o=41o 22'

ϕr 9=45o+ (9/134 ,53 ) sin 16 ,5o=46o 05'

ϕr 10=50o+(9 /137 ,52 )sin 11 ,59o=50o 45 '

ϕr 11=55o+(9/139 ,37 ) sin 5 ,98o=55o 23'

ϕr 12=60o+(9 /140 ) sin 0o=60o

Date iniţiale pentru calculul mecanismului cu camă

Nr.

Dep

lasa

rea

max

imă

a ta

chet

ului

, mm

Ung

hiul

de

înde

părt

are

Ung

hiul

de

staţ

iona

re

înde

părt

at

Ung

hiul

de

reîn

toar

cere

Ung

hiul

de

staţ

iona

re a

prop

iat

Vit

eza

ungh

iula

ră a

ca

mei

, s-1

Leg

ea d

e m

işca

re a

ta

chet

ului

Ung

hiul

max

im d

e pr

esiu

ne în

tim

pul

depl

asăr

ii

tach

etul

ui

Smax ϕînd ϕ sd ϕ înt ϕ sa ω1 αmax

1 20 50 30 50 230 4,71 K 252 20 60 35 60 205 4,71 K 253 20 64 40 64 192 4,71 K 254 20 72 46 72 170 4,71 K 255 20 90 40 90 140 5,24 K 256 20 80 50 80 150 5.24 K 257 25 50 30 50 230 5,24 K 308 25 60 35 60 205 5,24 K 309 25 64 40 64 192 5,24 K 3010 25 72 46 72 170 5,24 K 3011 25 80 50 80 150 6,28 0010 3012 30 60 40 60 200 6,28 0010 3513 30 72 50 72 166 6,28 0010 3514 30 80 50 80 150 6,28 0010 3515 30 90 40 90 140 6,28 0010 3516 30 90 50 90 130 7,22 KS03 3517 35 60 40 60 200 7,22 KS03 3518 35 72 50 72 166 7,22 KS03 3519 35 80 50 80 150 7,22 KS03 4020 35 90 40 90 140 7,22 KS03 4021 40 72 30 72 186 7,85 KS05 4022 40 80 40 80 160 7,85 KS05 4023 40 90 50 90 130 7,85 KS05 4024 40 90 40 90 140 7,85 KS05 4025 40 105 60 105 90 7,85 KS05 40

*m=20 kg - masa tachetului şi pieselor unite la el

7. Calculul transportorului melcat

De calculat şi construit transportorul melcat dacă sunt cunoscute:- productivitatea instalaţiei melcate P=0,12kg/s;- presiunea maximă la ieşire pmax=0,3MN/m2;- coeficientul de frecare interioară al produsului f=0,45;- densitatea produsului ρ=975kg/m3;- coeficientul de umplere al suprafeţei dintre spire ψ=1 ; - diametrul exterior al melcului D=0,2m.1) Calculul pasului dintre spire H=(0,7÷0,8)·D =0,8·D=0,8·0,2=0,16m 2) Calculul diametrului arborelui melcului:

a=Dd

d= Da

=0,22,5

=0,08 m

Admitem a=2,5 – raportul diametrelor (a=1,8÷3)3) Calculul unghiului de ridicare a liniilor elicoidale pe partea

exterioară a melcului şi la arbore:

α D=arc tgHπD

=arc tg0,16

3,14 ∙0,2=arc tg0,25478=14,29°=14° 17 I

α d=arc tgHπd

=arc tg0,16

3,14 ∙ 0,08=arc tg 0,637=32,50°=32°30 I

4) Calculul valorii medii al unghiului de ridicare al liniilor elicoidale ale unei spire a melcului:

αmed=0,5 (αD+αd )=0,5 (14° 17I+32°30 I )=23° 23 I

5) Calculul coeficientului de stopare al particulelor de produs în direcţia axială:

k st=1−(cos2 αmed−0,5 f sin 2 α med )=1−( cos2 23° 23I−0,5 ∙ 0,45∙ sin 2 ∙23°23 I )=1−(0,8425−0,1639 )=0,32146) Calculul momentului de încovoiere pe spirala melcului pe

conturul interior, adică pe arborele melcului:

M înc=pmax ∙ D2

32∙1,9−0,7 a−4−1,2 a−2−5,2 ln a

1,3+0,7 a−2 =0,3 ∙106∙ 0,22

32∙1,9−0,7 ∙2,5−4−1,2∙ 2,5−2−5,2 ln2,5

1,3+0,7 ∙2,5−2 =−816,7 Nm

7) Calculul grosimii spirelor melcului:

δ=√ 6 ∙ M înc

[ σ ] înc

= √ 6 ∙816,7144,2 ∙ 106 =0,0058 m

Spirele melcului sunt confecţionate din Oţel 20, pentru care tensiunea admisibilă de încovoiere admitem că este egală cu tensiunea admisibilă de întindere, adică:

[ σ ]înc=144,2∙106 N /m2

Admitem grosimea spirelor δ=6 mm8) Calculul suprafeţei cilindrice interioare a corpului

instalaţiei pe lungimea unui pas:F∫¿=π ∙ D ( H−δ )=3,14 ∙0,2 ( 0,16−0,006)=0,104 m2¿

9) Calculul liniilor elicoidale:l=√H 2+(π ∙ d)2=√0,162+(3,14 ∙ 0,08)2=√0,0256+0,0631=0,298 m

L=√H 2+(π ∙ D)2=√0,162+(3,14 ∙ 0,2)2=√0,0256+0,3944=0,648 m10) Calculul suprafeţei spirelor melcului pe lungimea unui pas:

Fm=1

4 π (π ∙ D ∙L−π ∙ d ∙l+H 2 lnD+2 Ld+2 l )= 1

4 ∙3,14 (3,14 ∙ 0,2∙ 0,648−3,14 ∙ 0,08 ∙0,298+0,162 ln0,2+2 ∙0,648

0,08+2∙ 0,298 )=0,09 m2

11) Calculul momentului de rotire în cazul a două spire de lucru ale melcului:

M rot=0,131 ∙n ∙ pmax ( D3−d3 )tg α med=0,131∙ 2 ∙0,3 ∙ 106 (0,23−0,083 )∙ tg23°23 I=33981∙ (0,008−0,000512 )=254 N ∙ m12) Calculul forţei axiale:S=0,393 ∙n ∙ ( D2−d2 ) pmax=¿¿0,393 ∙2 ( 0,22−0,082 ) ∙ 0,3∙ 106=7923 N13) Calculul tensiunii normale şi tangenţiale a arborelui:

σ= SF

= 4 ∙ S

π ∙ d2= 4 ∙ 7923

3,14 ∙0,082=15,8 ∙ 105 N /m2

τ=M rot

W p

=16 ∙ M rot

π ∙ d3 = 16 ∙ 2543,14 ∙ 0,083 =103,5 ∙105 N /m2

W p=π ∙ d3

16 - momentul polar de rezistenţă al secţiunii

transversale a arborelui melcului, m3.14) Calculul tensiunii echivalente:σ ech=√σ2+4 τ2=√(15,82+4 ∙103,52) ∙1010=20,8 MN /m2

15) Calculul vitezei unghiulare de rotire a melcului:

ω= P

0,127 ( D2−d2 ) ( H−δ )(1−k st) ρψ= 0,12

0,127 ( 0,22−0,082 ) (0,16−0,006 )(1−0,3214) ∙975=0,27 rad / s

16) Calculul lungimii melcului. Admitem că este nevoie de 6 inele:

lm=n¿ ∙ H =6 ∙ 0,16=0,96 m 17) Calculul lăţimii spirelor:

b=0,5 ( D−d )=0,5 (0,2−0,08 )=0,06 m18) Calculul unghiului de tăiere în inelul brut:

α 0=2 π− L−lb

=2 ∙3,14−0,648−0,2980,06

=0,45 rad=25,8°=25° 48I

19) Calculul diametrelor inelului brut:

d0=2l

2 π−α 0

= 2∙ 0,2982∙ 3,14−0,45

=0,102 m

D0=2 L

2 π−α 0

= 2 ∙ 0,6482 ∙ 3,14−0,45

=0,222 m

20) Calculul lungimii melcului în cazul fabricării inelului brut fără tăiere unghiulară:

H I=H (1+α 0

2 ∙ π−α0)=0,16(1+ 0,45

2 ∙3,14−0,45 )=0,172 m

21) Calculul numărului de inele brute fără tăiere unghiulară:lm

H I =0,96

0,172=5,6 buc .

Aproximativ 6 inele brute.

Figura 7. Realizarea transportorului melcat cu arborele plin

2

Figura 8. Realizarea transportorului melcat cu arborele gol

3

Date iniţiale pentru calculul transportorului melcat

Nr.

Pproductivitatea

instalaţiei melcate,kg/s

pmax

presiunea maximă la

ieşire,MN/m2

fcoeficientul de

frecare interioară al produsului

ρdensitatea produsului,

kg/m3

Ddiametrul exterior a melcului,

m

ψcoeficient

de umplere a suprafeţei

dintre spire1 0,15 0,5 0,35 900 0,20 1,002 0,12 0,4 0,4 925 0,19 0,953 0,1 0,3 0,45 950 0,18 0,904 0,08 0,2 0,5 975 0,18 0,855 0,1 0,2 0,5 1000 0,16 0,806 0,15 0,4 0,4 975 0,15 0,757 0,18 0,4 0,45 950 0,14 0,708 0,2 0,3 0,4 925 0,15 0,759 0,22 0,2 0,35 900 0,16 0,8010 0,12 0,3 0,35 875 0,17 0,8511 0,24 0,4 0,4 950 0,18 0,9012 0,26 0,5 0,45 975 0,19 0,9513 0,28 0,4 0,5 1000 0,20 1,0014 0,3 0,5 0,45 1025 0,21 0,9515 0,24 0,5 0,45 975 0,20 0,90

4

16 0,18 0,3 0,35 925 0,16 0,8517 0,15 0,3 0,45 950 0,18 0,8018 0,2 0,4 0,45 975 0,17 0,7519 0,1 0,4 0,4 975 0,19 0,8020 0,08 0,3 0,45 900 0,18 0,8521 0,22 0,3 0,4 950 0,20 0,9022 0,24 0,5 0,5 1000 0,16 0,9523 0,26 0,5 0,5 950 0,20 1,0024 0,28 0,4 0,45 975 0,21 0,9525 0,3 0,4 0,5 1000 0,22 0,90

¿ Spirele melcului sunt confecţionate din Oţel 20, tensiunea admisibilă la încovoiere

[ σ ]înc=144,2∙106 N /m2.

5

8. Calculul vibro-izolării maşinilorDe construit vibro-izolarea maşinii cu rotor dacă sunt

cunoscute următoarele date iniţiale:- m = 350 kg – masa maşinii vibro-izolate;- mb=700 kg – masa batiului;- mr=26 kg – masa rotorului;- e = 2,6 mm – excentricitatea rotorului;- ωext=6 rad/s – viteza unghiulară de rotire a rotorului;- t =96 s – timpul de pornire;- Amax/Az=7 – raportul amplitudinilor. Frecvenţa oscilaţiilor forţate este egală cu viteza unghiulară

de rotire a arborelui maşinii.Admitem coeficientul de transmitere a forţelor egal cu 0,05

(β).1. Calculul frecvenţei circulare a oscilaţiilor proprii, dacă

coeficientul de amortizare γ este egal co zero:

ω=ωext √ β1+β

=6√ 0 , 051+0 ,05

=1,3 Hz /s

2. Calculul rigidităţii totale a tuturor amortizoarelor proiectate: K z=mt⋅ω2=1076⋅1,32=1818 , 44 N /mmt=m+mb+mr=350+700+26=1076 kg −masa totala

3. Calculul rigidităţii unui arc, dacă sunt 4 amortizoare, adică 8

arcuri: K z

1=K z

n=1818 , 44

8=227 , 3 N /m

n=8 – numărul de arcuri.4. Calculul acceleraţiei rotorului la pornire:

ε=

ωext

2π t= 6

2⋅3 ,14⋅96=0 ,01 rad / s2

5. Calculul frecvenţei oscilaţiilor proprii la pătrat:

6

f z2=(1

2 π √1λm

)2=ω2

4 π 2=1,32

4⋅3 ,142=0 , 043 Hz /s

ω=√1λm

λ=1k

λ - deplasarea unitară a sistemului;k – rigiditatea vibro-izolării.6. Calculul raportului acceleraţiilor rotorului la pornire către

frecvenţa oscilaţiilor proprii la pătrat:

ε

f z2= 0 ,01

0 ,043=0 ,23

Conform figurei 9 găsim că coeficientul de amortizare este egal cu γ=0,025. în acest caz vibro-izolarea constituie arcuri din oţel. Dacă γ < 0,03 se foloseşte vibro-izolarea numai din arcuri din oţel. Dacă γ > 0,03 se foloseşte vibro-izolarea din cauciuc sau combinată.

7

Figura 9. Dependenţa coeficientului de amortizare γ

de raportul

Amax

A z şi

εf z

2

7. Calculul forţei statice la un arc:

Pst

1 =mt⋅g

n=1076⋅9 , 81

8=1319 , 5 N

8. Calculul amplitudinii forţei de perturbare:

Po=mr⋅ωext2 ⋅e=26⋅62⋅0 ,0026=2,4 N

9. Calculul amplitudinii oscilaţiilor verticale:

A z=

P0

mt⋅ωext2

= 2,41076⋅62

=0 ,62⋅10−4 m

8

10. Calculul forţei dinamice transmise la un arc:

Pdin1 =A z⋅K z

1=0 , 62⋅10−4⋅227 ,3=0 , 014 N11. Calculul forţei determinate la un arc:

P1=Pst1 +k y⋅Pdin

1 =1319 ,5+1,5⋅0 ,014=1319 , 52 N

k y=1,5−coeficientul de obosire a materialului arcului12. Calculul raportului diametrului mediu a arcului

către diametrul sârmei:

c= D

d=4÷10=6

Conform graficului găsim că rigiditatea arcului este egală cu k1=1,25.

Figura 10. Graficul dependenţei rigidităţii arcului de raportul diametrelor.

13. Calculul diametrului sârmei (marca 65г):

9

d=1,6√ k1⋅P1⋅c[ τ ] =1,6 √ 1, 25⋅1319 ,52⋅6

50⋅9 ,81⋅106=0 , 0072 m

[ τ ] - tensiunea admisibilă la încovoiere a arcului;

[ τ ]=50⋅9 ,81⋅106 N /m2

Conform GOST d = 8mm; D=48 mm; Nr.=188; f3=4,8 mm – încovoierea maximă a spirelor.14. Calculul numărului de spire lucrătoare a arcului:

nl=

G⋅d8⋅k 1⋅c3⋅105

=78453⋅106⋅0 , 0088⋅1 , 25⋅63⋅105

=2 ,72

Admitem nl=3 ; G – modulul de elasticitate a materialului (G=78453MPa)

15. Calculul pasului dintre spire:

h=f 3+d=4,8+8=12 ,8 mm

16. Calculul lungimii arcului:H=nl⋅h+ (na+0,5 ) d=3⋅0 ,0128+ (1,5+0,5 )⋅0 , 008=0 , 0544 m

Calculul raportului înălţimii arcului neîncărcat la diametrul lui mediu:

HD

≤2,6HD

=0 ,05440 , 048

=1 , 13≤2,6

10

Date iniţiale pentru calculul vibro-izolatoarelorNr. m

masa maşinii,

kg

mr

masa rotorului

kg

mb

masa batiului,

kg

eexcentricitatea

rotorului,mm

ωext

viteza unghiulară de rotaţie a rotorului,

rad/s

ttimpul de pornire,

s

Amax/Az

Raportul amplitudini-lor

1 200 20 400 2,1 5,24 192 52 250 22 500 2,2 5,50 84 63 225 22 450 2,3 5,35 212 64 300 24 600 2,4 5,75 270 75 275 23 550 2,3 5,60 250 76 300 26 650 2,5 6,00 96 77 400 28 750 2,8 6,28 220 98 325 25 650 2,5 5,80 120 89 450 30 850 3,0 6,80 120 1010 375 26 800 2,8 6,45 180 911 500 35 900 3,2 6,50 140 1212 475 38 860 3,2 6,28 150 1013 550 40 1000 3,4 7,10 144 1514 575 42 1050 3,4 7,06 156 18

11

15 600 45 1100 3,6 7,32 200 2016 340 25 700 2,5 5,80 100 717 400 29 775 2,9 6,50 150 818 525 38 950 3,3 6,80 142 1019 625 47 1150 3,8 7,50 220 920 650 49 1200 4,0 7,60 240 1021 675 50 1250 4,2 7,80 250 822 675 51 1250 4,0 7,60 270 923 650 48 1250 3,8 7,50 250 724 625 45 1200 3,6 7,32 240 1025 600 42 1150 3,4 7,10 220 8

* Vibroizolatorul este compus din 4 amortizatoare, fiecare cîte 2 arcuri.** Coeficientul de transmitere a forţelor β= 0,05.

12

9. Calculul dimensiunilor optimale ale vasului cilindricDe determinat dimensiunile optimale ale vasului cilindric

cu fund şi capac plat, dacă volumul interior al vasului V=4,4 m3,δ = 12 mm – grosimea peretelui corpului;δc = 5 mm – grosimea capacului;δf = 7 mm – grosimea fundului.

De asemenea de determinat cantitatea de deşeuri şi masa vasului cilindric cu capac şi fund plat.1) Calculul diametrului optimal al vasului:

D0=23√ (V

π )δ

(δ f+δc )= 2

3√ ( 4,43 , 14 )12⋅10−3

( 5⋅10−3+7⋅10−3 )=2 ,238 m

Conform recomandărilor anexa 14 admitem Dint=2,2 m.

2) Calculul înălţimii optimale a vasului:

H0=3√ (V /π ) (δf +δc )2

δ2=

3√ (4,4 /3 ,14 ) ( 5⋅10−3+7⋅10−3)2

(12⋅10−3 )2= 1 ,12 m

Atunci H= 4 ∙V

π ∙ D∫ ¿2 =

4 ∙ 4,4

3,14 ∙2,22=1,158 m¿ . Admitem H=1,16 m.

Conform anexa 15 (GOST 13372-78) şirul nominal alegem V=5

m3. În acest caz H= 4 ∙5

3,14 ∙ 2,22=1,32m.

3) Calculul desfăşuratei corpului:L=π ¿

4) Conform anexei 4 se alege foaia de metal cu dimensiunile:L1=7000 mm – lungimeaL2=1400 mm – lăţimea5) Pentru fabricarea fundului cu grosimea δf =7 mm şi capacului cu grosimea δc = 5 mm, se vor folosi foi din metal cu dimensiunile:

13

L1I=2500 mm L2

I=1100+1100=2200 mm6) Calculul cantităţii de deşeuri:V de ş=¿7) Calculul masei deşeurilor:

M de ş=V de ş ∙ ρ=0,027 ∙7850=212 kg8) Calculul masei vasului cilindric:

M=V m ∙ ρ=¿

14

Date iniţiale pentru calculul dimensiunilor optimale ale vasului cilindric

Nr.

VVolumul vasului,

m3

δGrosimea

virolei,mm

δc

Grosimea capacului,

mm

δf

Grosimea fundului,

cm1 2,2 10 2 0,42 4,2 12 2,5 0,453 6,6 10 3 0,54 8,8 12 3,5 0,555 2,2 10 4 0,66 4,4 12 6 0,87 6,6 10 6 0,88 8,8 12 6 0,89 8,8 10 8 1,010 6,6 12 10 1,211 4,2 12 10 1,212 6,6 12 12 1,413 8,8 12 14 1,614 4,2 12 13 1,515 4,2 12 12 1,416 6,6 12 10 1,217 6,6 12 13 1,518 8,8 12 13 1,519 8,8 12 12 1,420 8,8 12 10 1,221 6,6 10 12 1,422 6,6 12 13 1,523 8,8 10 10 1,224 8,8 10 12 1,6

15

10. Calculul dimensiunilor optimale ale vasului dreptunghiular închis

De calculat dimensiunile optimale ale vasului dreptunghiular închis şi de determinat cheltuielile de metal la fabricarea lui, dacă sunt cunoscute următoarele date iniţiale:V=5,6 m3 - volumul vasului;δ=7 mm - grosimea peretelui;k 1=0,7– raportul înălţimii vasului la lăţime.

1) Conform anexa 15 volumul vasului va fi V=6,3 m3 2) Calculul dimensiunilor optimale şi suprafeţei minime:

x0=3√ 4 ∙ V ∙ k 1

( k1+1 )2= 3√ 4 ∙6,3 ∙0,7

(0,7+1 )2=1,83 m

y0=3√ 0,5 ∙V ∙ (k1+1 )

k12 = 3√ 0,5 ∙6,3 ∙ (0,7+1 )

0,72 =2,22 m

z0=3√0,5 ∙ (k1+1 ) ∙ k1 ∙V= 3√0,5 ∙ (0,7+1 ) ∙0,7 ∙6,3=1,55m

Fmin=33√ 2 ( k1+1 )2 ∙V 2

k1

=33√ 2 (0,7+1 )2 ∙6,32

0,7=20,68 m2

3) Calculul dimensiunilor aproximate:xapr .=

3√V =3√6,3=1,58 m

yapr .=xapr . ∙ k1−0,5=1,85∙ 0,7−0,5=¿

zapr .=xapr. ∙ k 10,5=1,85 ∙ 0,70,5=1,55 m

4) Calculul suprafeţei minime:

Fmin=2( k1+1

k1

∙Vy

+k1 ∙ y2)=2( 0,7+10,7

∙6,3

2,22+0,7 ∙2,222)=20,68 m2

5) Definitiv admitem x=1,83 m; y=2,22m; z=1,55m

k 1=zy=1,55

2,22=0,698 ce este admisibil.

16

Date iniţiale pentru calculul dimensiunilor optimale ale vasului dreptunghiulare

Nr.

VVolumul vasului,

m3

δp

Grosimea peretelui,

cm

k1

Raportul înălţimii la lăţime

1 2,2 0,4 0,52 4,2 0,45 0,53 4,6 0,55 0,54 4,8 0,6 0,55 5,2 0,7 0,56 5,6 0,5 0,57 5,8 0,8 0,758 6,0 0,9 0,759 6,2 0,8 0,7510 6,4 0,9 0,7511 6,6 1,2 0,7512 6,8 1,3 0,7513 7,2 1,4 0,7514 7,4 1,0 1,2515 7,6 1,1 1,2516 7,8 0,8 1,2517 8,0 0,9 1,2518 8,4 1,0 1,2519 8,8 1,1 1,3420 9,6 1,2 1,3421 7,2 1,2 1,2522 7,4 1,1 1,3423 7,6 0,9 1,3424 7,8 1,0 1,34

17

11. Calculul fundului plat rotund supus unei sarcini uniforme

De calculat fundul plat rotund al unui aparat, supus unei sarcini uniforme pe tot perimetrul lui p=1,0 MPa. Diametrul fundului D=0,8 m, materialul oţel inoxidabil X18H10T. Temperatura de lucru nu depăşeşte 2000C.

Fig. 11 Schema constructivă a fundului, fixat de corp cu şuruburi

Conform anexei 7, tensiunea admisibilă nominală pentru marca dată a materialului este:[ σ ]=12,5∙9,81 ∙106=123 MPa.Conform anexei 6 alegem coeficientul lui Poisson μ=0,26 şi modulul de elasticitate E=2,1∙ 1011 MPa.

1) Calculul grosimii fundului:

δ=2 R√ p ∙ K[ σ ]

+δ c=2 R √ p ∙ K[σ ]

+δ c=2∙0,4 √ 106 ∙ 0,18

123 ∙106+0,002=0,033 m=33 mm

K – ceficientul ce depinde de metoda de fixare a fundului,K=0,18 - pentru fixare rigidă;K=0,3 - pentru fixare cu capac rabatabil;δ c=(0,001 ÷ 0,003 ) m - adaosul la coroziune.

2) Calculul rigidităţii fundului:

Dr=E ∙ δ3

12 ∙ (1−μ2 )=2,1∙ 1011 ∙ 0,0333

12 ∙ ( 1−0,262 )=6,7 ∙ 105 Nm

3) Calculul momentului tangenţial şi radial în centrul fundului plat:

18

M r=Mt=p ∙ R2

16(1+μ )=106 ∙0,42

16(1+0,26 )=12,5 ∙103 Nm

4) Calculul tensiunilor în centrul fundului:

σ r=σ t=6 M

δ2=6 ∙12500

0,0332=68,9 MPa

5) Calculul deplasării centrului fundului plat:

f = p ∙ R4

64 ∙ Dr

= 106∙ 0,44

64 ∙6,7 ∙ 105 =6 ∙10−4 m

6) Calculul momentului radial şi tangenţial la periferiile fundului:

M r=p

16[ R2 (1+μ )−R2 (3+μ ) ]=106

16[0,42 (1+0,26 )−0,42 (3+0,26 ) ]=−2∙ 104 Nm

M t=p

16[ R2 (1+μ )−R2 (3+3 μ ) ]=106

16[0,42 (1+0,26 )−0,42 (3+3 ∙0,26 ) ]=0,5 ∙ 104 Nm

7) Calculul tensiunilor la periferiile fundului plat:

σ r=±6 Mr

δ 2 =6 ∙ 200000,0332 =110 MPa

σ t=±6 M t

δ2 =6∙ 50000,0332 =27,5 MPa

8) Calculul unghiului maxim de rotire a normalei plăcii:

R2−3 r 02=0 r0=

R

√3

φ= p16D r

∙ r0 (R2−r 02 )= 106

16 ∙0,67 ∙106 ∙0,4√3 (0,42−0,42

3 )=0,0023 rad φ=00 08I

19

Date iniţiale pentru calculul fundului plat rotundsupus unei sarcini uniforme

Nr.Modul de

fixare

Presiunea,

p , MPa

Diametrul fundului,

D , m

Materialul fundului

1 rabatabil 1 1,0 Oţel 102 rabatabil 1 0,8 Aluminiu3 rabatabil 2 1,0 BCт 34 rabatabil 2 0,8 X18H10T5 rabatabil 3 1,0 Aluminiu6 rabatabil 3 0,8 X18H10T7 rabatabil 4 1,0 Oţel 108 rabatabil 4 0,8 BCт 39 rabatabil 5 0,8 Aluminiu10 rabatabil 5 0,6 X18H10T11 rabatabil 6 0,8 Oţel 1012 rabatabil 6 0,6 Aluminiu13 rabatabil 7 0,6 X18H10T14 rabatabil 7 0,4 BCт 315 rabatabil 8 0,4 Oţel 1016 rigid 1 1,0 BCт 317 rigid 1 0,8 X18H10T18 rigid 2 1,0 Oţel 1019 rigid 2 0,8 Aluminiu20 rigid 3 1,0 X18H10T21 rigid 3 0,8 BCт 322 rigid 4 1,0 Aluminiu23 rigid 4 0,8 X18H10T24 rigid 5 0,8 Oţel 1025 rigid 5 0,6 Aluminiu

12. Calculul suportului aparatului

Fig. 12. Suportul aparatului vertical1 - batiu ; 2 - nervuri.

De calculat şi construit suportul aparatului dacă sunt cunoscute următoarele date iniţiale:- mmax=2400kg – masa aparatului;- materialul suportului - BCт 3;- t = 2000C – temperatura de lucru a aparatului;- fundamentul – cărămidă.

1) Calculul suprafeţei suporturilor

F ≥mmax∙ g

[σ f ]=2400 ∙9,81

0,7 ∙ 106 =0,0336 m2

unde: g=9,81m/ s2 - acceleraţia căderii libere;[σ f ] = 2MPa – tensiunea admisibilă pentru fundament din beton,

[σ f ] = 0,7÷0,8MPa – tensiunea admisibilă pentru fundament din cărămidă.

2) Admitem numărul de suporturi n = 3, atunci forţa ce acţionează asupra unui suport va fi:

G=mmax ∙ g

n=2400 ∙ 9,81

3=7848 N

3) Admitem [σ comp ] =[σ înt ] = 100 MPa (anexa7) şi fiecare suport este confecţionat cu un reazem (z=1), atunci suprafaţa de sprijin a unui suport va fi:

Fn

=0,03363

=0,0112 m2

4) dacă raportul a:c=0,8 (anexa 5 ), atunci a=90mm; c=120mm şi A=a+20=110mm

5) Calculul grosimii reazemului, dacă admitem coeficientul k=0,3:

δ= 2,24Gk ∙ z ∙ [σcom ] ∙ A

= 2,24 ∙ 7848

0,3 ∙ 1∙ 100 ∙106∙ 0,11=0,0053 m=5,3 mm

Calculul rigidităţii reazemului, dacă admitem că l=250mm

λ= lr= l

0,289 δ= 0,25

0,289∙ 5,3 ∙10−3=163

Conform figurei 13 coeficientul k>0,3, deci calculul se repetă.

Fig. 13. Graficul dependenţei rigidităţii reazemului de coeficientul k

6) Calculul grosimii reazemului, dacă admitem coeficientul k=0,28:

δ= 2,24Gk ∙ z ∙ [σcom ] ∙ A

= 2,24 ∙7848

0,28 ∙1∙ 100 ∙106 ∙ 0,11=0,0057 m=5,7 mm

Calculul rigidităţii reazemului:

λ= lr= l

0,289 δ= 0,25

0,289∙ 5,7 ∙10−3=152

Conform graficului 1 coeficientul k se primeşte mai mare decît cel admis.

Admitem grosimea reazemului : 7) Controlăm sudura la tăiere

G0,7 ∆ ∙ L

≤ [σ s ]7848

0,7 ∙ 0,004 ∙6 ∙ 0,09≤ 80 ∙ 106

5,2 ∙106 MPa≤ 80 ∙106 MPaunde:L =2n· z· a – lungimea totală a sudurii, m;[σ s ]=80 MPa – tensiunea admisibilă a sudurii;

∆=4 mm – grosimea sudurii.

Condiţia este respectată.

Date iniţiale pentru calculul suporturilor aparatului.

Nr.Masa aparatului,

kgMaterialul aparatului

Tipul fundamentului

1 2400 Aluminiu cărămidă2 2800 Aluminiu beton3 3000 Oţel 10 cărămidă4 3600 Oţel 20 beton5 3000 BCт 3 cărămidă6 3600 Aluminiu beton7 4200 Aluminiu cărămidă8 5600 Oţel 10 beton9 3600 Oţel 10 cărămidă10 4200 Oţel 10 beton11 5400 Oţel 10 cărămidă12 4200 Oţel 20 cărămidă13 4200 BCт 3 beton14 5400 BCт 3 cărămidă15 4200 Oţel 20 beton16 5400 Oţel 20 cărămidă17 6000 BCт 3 beton18 6800 BCт 3 cărămidă19 8000 Oţel 20 beton20 9600 Oţel 20 cărămidă21 3000 Aluminiu beton22 3000 Oţel 10 cărămidă23 3000 Oţel 20 beton24 2800 Oţel 10 cărămidă25 2800 Oţel 20 beton

* temperatura de lucru a aparatului 2000C.

13. Calculul zdrobitorului cu ciocane

Figura 14. Construcţia zdrobitorului cu ciocane.1 – arbore; 2 – inel; 3 – disc; 4 – tija de sprijin; 5 – ciocan

De calculat parametrii de bază a organelor de lucru a zdrobitorului cu ciocane şi de construit schema secţiunii transversale a rotorului dacă sunt cunoscute următoarele date iniţiale:- m = 3,2 · 10-5kg – masa particulei de produs fărâmiţate;

- t =1·10-5s – perioada loviturii ciocanelor asupra particulei de

produs;- P = 120N – forţa de rezistenţă a particulei contra fărâmiţării;

- a = 0,110m – lungimea ciocanelor;

- z = 6 – numărul de ciocane;

- N = 12Kw – puterea transmisă.

1. Calculul vitezei circulare minime necesare a ciocanului,

dacă admitem că viteza iniţială de mişcare a particulei este egală cu zero:

V min=P⋅tm

=120⋅10−5

3,2⋅10−5=37 , 5 m / s

2. calculul parametrilor dimensionali ai ciocanelor: b – lăţimea ciocanului; b=(0 , 25÷0 ,55)⋅a=0 , 045 m=45 mm δc – grosimea ciocanului;δ c=(0 , 002−0 , 01 )=0 , 01 m=10 mm3. Calculul distanţei dintre centrul de greutate a ciocanului şi

axa găurii (ciocanele sunt confecţionate cu o gaură):

c=a2+b2

6 a=0 ,112+0 , 0452

6⋅0 , 11=0 , 0214 m

4. Calculul razei de inerţie a ciocanului la pătrat referitor centrului său de greutate:

rc2=a2+b2

12=0 ,112+0 ,0452

12=0 ,001177 m2

Şi referitor axei de sprijinire :

r2=rc

2+c2=0 ,0012+0 ,02142=0 ,001635 m2

5. Calculul distanţei de la capătul ciocanului până la axa de sprijin:

l=c+0,5 a=0 ,0214+0,5⋅0 ,11=0 , 0764 m6. Controlul calculelor efectuate:

r2=l⋅c=0 ,0764⋅0 ,0214=0 ,001635 m2

Admitem distanţa de la axa rotorului până la capătul ciocanului Rmax=0,180 m, astfel distanţa de la axa rotorului până la axa de sprijin a ciocanului este de 0,1036 m (R0). R0= Rmax - l

6. calculul vitezei unghiulare:

ω=V min

Rmax

=37 ,50 ,18

=208 ,3 rad / s

Admitem viteza unghiulară ω=220 rad/s.8. Calculul masei ciocanului care este confecţionat din oţel cu

densitatea de 7850 kg/m3.

mc=a⋅b⋅δ c⋅ρoţ=0 ,11⋅0 ,045⋅0 , 010⋅7850=0 ,3886 kg9. Calculul razei circumferinţei de fixare a centrelor de

greutate a ciocanelor:Rc=R0+c=0 , 1036+0 , 0214=0 , 125 m10. Calculul forţei centrifuge de inerţie a ciocanelor:

F i=mc⋅ω2⋅Rc=0 , 3886⋅2202⋅0 , 125=2351 N11. Calculul diametrului axei de sprijin a ciocanelor:

d=1,363√ Fc⋅δc

[ σ ]inc

=1,36⋅3√2351⋅0 ,01100⋅106

=0 ,0084 m

Admitem d= 0,01 m:

[ σ ]inc=100 MN /m2 - tensiunea admisibilă la încovoiere.

12. Calculul grosimii discului:Fi

δ⋅d≤[ σ ]str

[ σ ]str=59÷88 MN /m2

δ≥F i

d⋅[ σ ] str

=23510 , 01⋅70⋅106

=0 ,00336 m

Admitem δ=0,005 m:[ σ ]str=70 NM /m2

[ σ ]str - tensiunea admisibilă de strivire. 13. Calculul dimensiunii punţii de conexiune:0,5⋅F i

δ⋅hmin

≤[ σ ]forf

hmin≥0,5⋅F i

δ⋅[ σ ] forf

= 0,5⋅23510 , 005⋅70⋅106

=0 , 00336 m

Admitem hmin=0,005 m:

[ σ ]forf=(0,2÷0,3 )σc=0 , 25⋅28⋅9 ,81⋅106 N /m2≈70 NM /m[σ]forf – tensiunea admisibilă de forfecare.

14. Calculul razei exterioare a discului:Rd=R0+0,5⋅d+hmin=0 , 1036+0,5⋅0 , 01+0 , 005=0 ,1136 mAdmitem Rd=0,114m, atunci hmin=0,0056 m.15. Calculul diametrului arborelui în secţiunea

periculoasă (la roata de curea):

do=0 ,052⋅3√ Nω

=0 ,052⋅3√12220

=0 , 0197 m

Aşa cum arborele este fixat cu pană admitem do=0,02 m.16. Calculul diametrului arborelui sub disc:

d=do⋅1,2n=0 , 02⋅1,24=0 , 0415 mn=4 – numărul de trepte la arbore :1- sub roata de curea;2- sub rulment;3- filet;4- sub disc.Admitem d=0,045 m.17. Calculul tensiunii maxime pe circumferinţă în disc

apărută în gaura centrală:σ t max=ρ⋅ω2 (0825 R2+0 , 175 r2)=

=7850⋅2202 (0 ,825⋅0 ,114 2+0 , 175⋅0 , 02252 )=4,1 MN /m2

18. Calculul tensiunii pe circumferinţă de la forţele de inerţie a ciocanelor în gaura centrală a discului:

σ t=Fi⋅R0⋅z

πδ (R02−r2)

=2351⋅0 , 1306⋅6

3 ,14⋅0 ,005⋅( 0 ,13062−0 ,02252)=7,1 MN /m2

19. Calculul tensiunii sumare:

σ=σ t max+σ t=4,1⋅106+7,1⋅106=11 , 2 MN /m2

În cazul fixării ciocanelor în două găurii cu diametrul 0,01 mm se efectuează calculul necesar al parametrilor c, r2

c şi r2.

Echilibrul la lovitură:

c2+( a2 bπd2

−a2 )c−

ab (a2+b2)6 πd2

+ d2

8=0

c2+( 0 ,112⋅0 ,0453 ,14⋅0 , 012

−0 , 112 )c−

0 , 11⋅0 , 045 ( 0 ,112+0 ,0452 )6⋅3 ,14⋅0 ,012

+ 0 , 012

8=0

c2+1 ,675 c−0 , 0371=0c1=−1,7 c2=0 ,022

rc2=0,5⋅a⋅c=0,5⋅0 , 11⋅0 , 022=0 , 0012 m2

r=rc2+c=0 , 0012+0 , 0222=0 ,001684 m2

În urma calculelor efectuate în cazul al doilea, se observă că diferenţa dintre rezultate este foarte mică.

Date iniţiale pentru calculul zdrobitoarelor cu ciocane

Nr. mMasa

particulei de produs fărâmiţate

10-5 kg

tperioada loviturii

ciocanului peste

particulă,10-5 s

PForţa de

rezistenţă a particulei

contra fărâmiţării

N

alungimea

ciocanelor,

m

znumărul

de ciocane

NPuterea

transmisă,

kW1 3,0 1,0 120 0,120 4 102 2,8 1,0 140 0,100 4 103 2,6 1,0 140 0,090 4 104 2,4 0,8 150 0,095 4 105 2,2 0,8 150 0,080 4 106 3,0 0,8 140 0,100 4 107 3,2 1,2 140 0,120 6 128 3,0 1,0 130 0,115 6 129 2,8 0,6 120 0,112 6 1210 2,6 0,6 130 0,108 6 1211 2,8 0,8 140 0,105 6 1212 3,0 0,6 150 0,110 6 1213 2,6 0,8 120 0,100 6 1214 4,5 1,0 350 0,070 8 1515 4,8 1,2 320 0,060 8 1516 4,2 1,0 300 0,080 8 1517 5,0 0,8 380 0,090 8 1518 4,0 1,0 400 0,065 8 1519 4,2 1,2 320 0,080 8 1520 4,5 1,2 380 0,090 8 1521 2,6 1,2 150 0,080 6 1222 2,8 1,2 150 0,070 6 1023 3,0 0,8 140 0,100 8 1224 3,2 1,0 150 0,105 8 1225 4,0 1,2 300 0,110 8 15

14. Calculul schimbătorului de căldurăDe calculat schimbătorul de căldură cu ţevi şi manta dacă

sunt cunoscute următoarele date iniţiale:F=15 m2 - suprafaţa de schimb de căldură;V=0,01m3/ s - capacitatea de transmitere;v=0,45 m /s - viteza de mişcare a produsului prin ţevi;d∫ ¿=21 mm¿ - diametrul interior al ţevilor;dext=25 mm - diametrul exterior;Oţel 5 – materialul corpului şi ţevilor;P ţ=0,8 ∙ 105 N /m - presiunea în ţevi;

Pdţ=4,9 ∙ 105 N /m - presiunea dintre ţevi;t ţ=85 °C - temperatura de lucru în ţevi;t c=50 °C - temperatura de lucru dintre ţevi;tma=20 °C - temperatura mediului ambiant.

1) Calculul lungimii unui set de ţevi:

LI=v ∙F ∙d∫¿2

4 ∙V ∙dc

=0,45 ∙15∙0,212

4 ∙0,01 ∙0,025=2,98m¿

Admitem lungimea setului de ţevi L=1,0 m , atunci vor fi j curse.

j=L I

L=3

2) Calculul secţiunii transversale a unui set de ţevi:

f =Vv

=0,010,45

=0,0222 m2

3) Calculul secţiunii transversale a unei ţevi:

f I=π ∙d∫¿2

4=

3,14 ∙ 0,0212

4=0,000346 m2 ¿

4) Calculul numărului de ţevi într-un set:

n1=f

f I= 0,0222

0,000346≈ 65 ţevi

Atunci în schimbătorul de căldură cu 3 curse vor fi 195 ţevi. Ţevile sunt montate în schimbător în formă de hexagon.

5) Calculul numărului de ţevi pe diagonala cea mai mare a hexagonului:

nd=√ 43

(n0−1 )+1=√ 43

(195−1 )+1=16,1≈ 17 ţevi

6) Calculul numărului teoretic de ţevi:

n0=43

(nd2−1)+1=4

3(172−1 )+1=217 ţevi

7) Calculul numărului de ţevi pe o margine a hexagonului:

nm=nd+1

2=17+1

2=9 ţevi

8) Calculul pasului asamblării ţevilor:l=1,25 ∙ dext=1,25 ∙ 0,025=0,03125 m9) Calculul diametrului interior a corpului instalaţiei:D∫¿=l (nd−1 )+d ext+2 ( l−dext )=¿0,03125 ( 17−1 )+0,025+2 ( 0,03125−0,025)=0,5375 m¿

Admitem D∫¿=0,6m¿

10) Calculul diametrului interior a instalaţiei luînd în consideraţie despărţiturile:

D∫¿=1,13 l√n0

ψ∙ sinφ=1,13∙ 0,03125√ 217

0,7∙ sin600=0,578 m¿

Admitem D∫¿=0,6m¿

11) Calculul grosimii plăcii de fixare a ţevilor:h=√K ∙ p∙¿¿¿

χ=l−dext

l=0,03125−0,025

0,03125=0,2 - coeficient de slăbire a

plăcii;[ σ ]înc=8 ∙ 9,81∙ 106 Pa;

p=pdţ−p ţ=4,1∙105 N /m.12) Verificarea grosimii plăcii de fixare:hm=0,005+0,125 ∙ dext=0,005+0,125 ∙0,025=0,008 m;13) Verificarea sectorului rombic a plăcii de încovoiere:

σ❑= p

3,6 (1−0,7dext

lm)( h

lm)= 4,1∙105

3,6(1−0,70,0250,037 )( 0,032

0,037 )=2,9 ∙105 Pa ≤ [ σ ]înc .=4,1∙105 Pa

lm=1,138 l=1,138 ∙0,03125=0,037 m;14) Calculul valorii forţei axiale:Q I=0,785¿15) Calculul secţiunii ţevilor şi a corpului:f ţ=0,785n ∙¿;f c=0,005 π ∙ D∫¿=0,005∙ 3,14 ∙0,6=0,00942m2¿;16) Calculul grosimii pereţilor corpului:

δ c=pdţ ∙D∫¿

2 [ σ ] ∙ β−pdţ

+δcoroz=4,9 ∙105 ∙0,6

2 ∙ 9,81∙ 107 ∙0,7−4,9 ∙105 +0,003=0,005 m¿

δ coroz=(0,002÷ 0,004 ) m - adaosul la coroziune;β=0,7 - coeficientul sudurii;17) Calculul forţelor ce apar în corp şi ţevi:

ScI=

QI ∙ f c

f ţ+ f c

=3,5 ∙105 ∙0,009420,00942+0,028

=88108 N

S ţI=

QI ∙ f ţ

f c+ f ţ

= 3,5 ∙105∙ 0,0280,00942+0,028

=261892 N

18) Calculul diferenţei dintre temperatura de lucru în ţevi şi temperatura mediului ambiant:

Δt ţ=t ţ−tma=650 C;19) Calculul diferenţei dintre temperatura de lucru în corp şi

temperatura mediului ambiant:Δt c=t c−tma=300 C;20) Calculul forţei axiale în ţevi (corp) apîrute din

cauzadiferenţei de temperaturi:

S ţII=Sc

II=S II=α (∆ t ţ−∆ tc ) ∙ f c ∙ E❑ ∙ f ţ

(1+α ∙ ∆ t c ) ( f c+ f ţ )=¿

11,4 ∙ 10−6 ∙ (65−30 ) ∙ 0,028∙ 2 ∙9,81 ∙ 1010 ∙0,00942

( 1+11,4 ∙10−6 ∙30 ) (0,028+0,00942 )=55,16 ∙104 N

α=11,4 ∙10−6 grad−1

E=2∙9,81 ∙1010 Pa

21) Calculul forţei sumare în ţevi şi corp:Sc=Sc

I+S II=8,81∙ 104+55,16∙ 104=63,97 ∙ 104 N

S ţ=S ţI−S II=26,2∙ 104−55,16 ∙104=−28,96 ∙104 N

22) Calculul forţei necesare pentru montarea ţevilor pe placă:

Sm=S ţ

π ∙n∙dext

= 28,96 ∙104

3,14 ∙195 ∙0,025=18919 N

23) Calculul tensiunii în ţevi şi corp:

σ ţ=S ţ

❑

f ţ

=−28,96 ∙ 104

0,028=−10,34 MPa

σ c=Sc

❑

f c

=63,97 ∙ 104

0,00942=67,9 MPa;

24) Calculul unghiului format de diagonala hexagonului şi axa verticală:

φ=arc sindext

2 l=arc sin

0,0252∙ 0,03125

=23053 I

25) Calculul unghiului format de diagonala hexagonului şi axa orizontală:

φ I=30°−φ=60 25I

Date iniţiale pentru calculul schimbătoarelor de căldură

Nr.

Presiunea

105 PaSuprafaţa de schimb de căldură

F , m2

Capacitatea de transmitere,

V , m3/s

Viteza de mişcare a produsului prin ţevi,

v ,m /s

Diametrul ţevilorTemperatura de lucru

Temperatura mediului ambiant,

tma , ° C

în ţevi

P ţ

dintre ţevi,

Pd ţ

interior,

d∫ ¿ ,mm¿

exterior,

dext ,mm

de calcul,

dc , mm

ţevi,

t ţ , °C

corp,

t c , °C1 1,9 4,9 20 0,025 0,25 52 57 57 100 60 202 1,5 4,5 20 0,05 0,45 52 57 57 95 55 203 1,5 4,5 20 0,03 0,45 34 38 38 95 55 204 1 4 20 0,035 0,35 34 38 38 90 50 205 1 4 20 0,05 0,45 52 57 57 90 50 206 0,8 3,8 15 0,01 0,45 21 25 25 85 50 207 0,8 3,8 15 0,02 0,45 34 38 38 85 50 208 0,6 3,4 15 0,015 0,4 34 38 38 82 50 209 0,6 3,4 15 0,025 0,4 21 25 25 82 50 2010 0,5 3,2 20 0,025 0,45 34 38 38 80 50 2011 0,4 3,2 20 0,025 0,45 52 57 57 80 50 2012 0,4 3 20 0,035 0,35 34 38 38 78 48 2013 0,4 3 20 0,035 0,35 52 57 57 78 48 2514 0,2 2,8 10 0,01 0,45 34 38 38 75 45 2515 0,2 2,8 10 0,005 0,45 21 25 25 75 45 2516 1,9 4,9 20 0,035 0,35 52 57 57 95 55 2517 1,5 4,5 15 0,025 0,4 34 38 38 95 55 2518 1,5 4,5 15 0,035 0,35 52 57 57 90 50 2519 1 4 15 0,025 0,4 21 25 25 90 50 2520 1 4 15 0,03 0,25 34 38 38 85 50 2521 0,8 3,8 20 0,015 0,35 34 38 38 90 50 2522 0,8 3,8 20 0,025 0,4 52 57 57 85 50 2523 0,6 3,4 20 0,03 0,45 52 57 57 80 50 2524 0,5 3,2 15 0,03 0,4 21 25 25 80 50 2525 0,4 3,2 15 0,02 0,25 34 38 38 78 48 25

15. Calculul separatorului

Fig. 15. Tamburul separatorului: 1 – corp; 2 – inel; 3 – capac; 4 – garnitură; 5 – palete.

A – A şi B – B – secţiune periculoasă.

De calculate tamburul separatorului dacă sunt cunoscute următoarele date iniţiale:- limita de curgere - σcur=800MPa,

- frecvenţa de rotaţie a tamburului - n=6000 min-1,- densitatea lichidului – ρl=1080kg/m3,- raza interioară a tamburului – R=130mm,- raza interioară a capacului – R1=55mm,- grosimea peretelui– 𝜹=10mm,- unghiul de conicitate a capacului – α=360,- raza capacului – Rc=157,5mm,- lăţimea flanşei – b=7,5mm,- grosimea flanşei– 𝜹=15mm,- pasul filetului – t=12mm,- raza exterioară a capacului – Rcap=141mm.

1.Calculul tensiunii la întindere:

[σ¿=σcur

nt

=800 /2=400 MPa

unde: nt=2 - coieficientul de rezistenţă;2. Calculul vitezei unghiulare de rotire a tamburului:

ω=π ∙ n30

=3,14 ∙ 6000/30=628 rad /s

3. Calculul vitezei liniare a lichidului: v=ω∙ R=628∙0.13=81,6m /s4.Calculul coeficientului de umplere: ψ=(1−R1

2/ R2)=(1−0,0552/0,132)=1−0,179=0,8215.Calculul presiunii cu care acţionează lichidul asupra pereţilor,

dacă admitem ψ=1 : p=0,5 ρl ∙ v2 ∙ψ=0,5 ∙1080 ∙ 81,6 ∙1=36 ∙105 Pa6.Calculul tensiunii în peretele învelişului dacă admitem

densitatea materialului tamburului ρ=7850kg/m3

σ 0=ρ ∙ ω2∙ R2=7850 ∙ 6282 ∙0,132=523 ∙105 Pa .Raportul dintre densitatea lichidului şi materialul tamburului

λ=1080/7850=0,138.7.Găsim suma totală normală a tensiunii în peretele învelişului:

σ t=σ0 (0,5 λ ∙ψ ∙ R /δ+1 )=¿523∙105(0,5∙ 0,138 ∙1∙0,130,01

+1)=¿523 ∙ 105 (0,897+1 )=992 ∙ 105 Pa .

8.Calculul forţei ce acţionează asupra fundului aparatului:Q=0,25∙ π ∙ ρl ∙ v2∙ R2 ∙ψ2=0,25∙3,14 ∙ 1080 ∙81,62 ∙ 0,132 ∙1=95400 N 9.Calculul tensiunii meridionale în corp:σ m=0,125 σ 0 ∙ λ ∙ ψ2∙ R /σ=0,125 ∙523 ∙105∙ 0,138 ∙12 ∙0,13/0,01=117,3 ∙105

Pa.10.Calculul forţelor şi momentelor limită în locurile îmbinărilor:

P0=−p (2−μ )

2 Ka

=[36∙ 105(2−0,3)]/(2 ∙ 35,7)=−85700 N;

M 0=p (2−μ )4 Ka

2=[36 ∙ 105(2−0,3)] /(4 ∙35,72)=¿1200 Nm,

unde:

Ka=4√3 (1−μ2 )

√R ∙ δ=

4√3 (1−0,32 )√0,13 ∙0,01

=35,7 m−1 – coeficient de amortizare

11.Calculul forţelor interioare de la presiune, forţa şi momentul limită în locul îmbinării:

Sap=0,5 pR=0,5 ∙36 ∙105 ∙ 0,13=243000 N,

T ap=pR=36 ∙ 105 ∙ 0,13=486000N,

SaPo=0;

T aPo=2 Ka ∙ R ∙ P0=2 ∙35,7 ∙0,13 ∙ (−85700 )=−829686N;

SaMo=0 ;

T aMo=2 K a

2 ∙ R ∙ M 0=2 ∙35,72 ∙0,13 ∙1200=412934N;

M aMo=M 0=1200Nm; K c=0,3 M a

Mo=0,3 ∙ 1200=360 N. 12.Calculul sarcinii interioare totale:Sc= Sa

p=¿243000 N;

Tc=T ap+Ta

Po+TaMo=486000−829668+412934=69267 N;

M c=M aMo=M 0=1200 Nm;

K c=0,3 M aMo=0,3 ∙ 1200=360 N

13.Calculul tensiunii meridionale şi radiale în locul îmbinării:

σ s=Sδ

±6M

δ2=243000

0,01±

6 ∙1200

0,012=243 ∙105 ±720 ∙ 105=¿

¿ [+963 ∙105

−477 ∙105]Pa

σ T=Tδ

±6 K

δ 2=69267

0,01±

6 ∙360

0,012=69∙ 105 ±216 ∙ 105=¿

¿ [+285∗105

−147∗105]Pa

14.Calculul tensiunilor echivalente în interiorul şi exteriorul tamburului:

σ ei =√σ s 1

2+σT 12−σ s 1 ∙ σT 1=¿

¿√ (963 ∙ 105 )2+ (285 ∙105)2−963 ∙105 ∙ 285 ∙105=856 ∙105 Pa

σ en=√σ s2

2+σ T 22−σ s 2∙ σT 2=¿

¿√ (477 ∙ 105 )2+(147 ∙ 105 )2−477 ∙105∙ 147 ∙105=¿¿423 ∙ 105 Pa 15.Calculul la rezistenţă a fundul tamburului, preventiv calculînd: R2=70 mm; Rmed=0,13+0,005=0,135 ;

k1=R2

Rmed

=0,0700,135

=0,519 ; k2=R2

δ=0,07

0,01=7 ; k3=0,254,

σ f= ρ∙ ω2∙ R2 (0,175+0,825 ∙ k1

2+0,375 ∙ λ ∙ k2 ∙ k3 )=7850 ∙6282 ∙ 0,132 (0,175+0,825 ∙0,5192+0,375 ∙0,138 ∙ 7 ∙0,254 )=541∙105 Pa16.Deoarece grosimea capacului nu este dată în datele iniţiale,

atunci o calculăm matematic. Ca secţiune periculoasă o socotim secţiunea cilindrică a capacului la raza Rsp=Rcap−b=141−7,5=133,5mm. Funcţia tigonometrică cos36 °=0,809.

Admitem ψ1 =1.

δ cap=[ R sp

2cosα ]∙ λ ∙ψ1∙σ0

( [ σ ]−σ 0 )=[ 0,1335

2∙0,809 ] ∙0,138 ∙1∙523 ∙105/(4000∙105−523 ∙105)

= 0,00171m=1,71 mm.

Grosimea capacului conic constructiv poate fi admis:maxim – δ cap .max .=10 mm;minim - δ cap .min=6 mm. 17.Tensiunea admisibilă a flanşei la încovoiere admitem egală cu

tensiunea admisibilă la întindere [σînc]=[σ]=400 MPa. Calculul tensiunii reale de încovoiere a flanşei:

σ înc=(Qb2 ) [ 6

(2 π ∙ Rcap ∙ δ f2) ]=¿(95,4 ∙103 ∙

0,00752 )[ 6

( 2∙ 3,14 ∙0,141∙ 0,015❑2 ) ]=107,7 ∙105 Pa

Primim o valoare a tensiunii mai mică decît cea admisibilă.Condiţia este respectată.18.Verificarea flanşei la forfecare. Admitem tensiunea admisibilă

la forfecare[τ forf ]=0,8 ∙ [ σ ]=0,8 ∙ 4000 ∙105=3200∙ 105 Pa.

[τ forf ]= Q

(2 π ∙ Rcap∙ δ f❑ )

= 95,4 ∙103

(2 ∙ 3,14 ∙ 0,141∙ 0,015 )=71,83 ∙ 105 Pa

Valoarea tensiunii la forfecare satisface condiţia la rezistenţă.19.Calculul rezistenţei inelului din condiţia lui de lucru la

întindere (secţiunea B-B): R∫ ¿=R cap+b=141+7,5=148,5 mm¿

σ=(Q

π )¿¿

Valoarea primită a tensiunii garantează rezistenţa inelului în secţiunea periculoasă indicată.

20.Calculul tensiunii radiale a inelului la acţiunea forţelor centrifuge

σ radi =0,25 ∙ ρ∙ ω ² ¿

21.Condiţia la rezistenţă a filetului:la încovoierea unei spire (z=1): σ înc

f =Qb ¿ ; la comprimarea unei spire [σ com ]=1,8 ∙ [ σ ]=1,8∗4000∗105=7200∗105 Pa.

σ com=(Q

π )¿¿

¿(95,4 ∙103/3,14)/(0,14852−0,1412)=162∙ 105 Pa 22.Calculul unghiului filetului:φ=arctg ¿

Date iniţiale pentru calculul separatorului

Nr. Frecvenţa de rotaţie

a tamburului

Densitatea lichidului

Raza interioară

a tamburului

Raza interioar

ă a capacului

Grosimea peretelui

Raza capacului

Lăţimea flanşei

Pasul filetului

Raza exterioară

a capacului

n, min-1 ρl ,kg/m3 R,mm R1, mm 𝜹, mm Rc, mm b, mm t, mm Rcap, mm1 5000 920 115 40 8 140 7 8 1232 5000 930 120 40 8 145 7 8 1283 5100 940 115 40 8 145 7 8 1234 5100 950 120 40 8 145 7 8 1235 5200 960 120 40 8 150 7,5 8 1286 5200 970 120 40 9 160 7,5 8 1297 5300 980 120 45 9 155 7,5 8 1298 5300 990 120 45 9 150 7,5 10 1299 5400 1000 125 45 9 150 7,5 10 13410 5400 1010 125 45 9 155 8 10 13411 5500 1020 125 45 10 155 8 10 13512 5500 1030 125 45 10 160 8 10 13513 5600 1040 130 50 10 155 8 10 14014 5600 1050 130 50 10 160 8 10 140

15 5700 1060 130 50 10 160 8,5 10 14016 5800 1070 130 50 11 165 8,5 10 14117 5900 1080 135 50 11 165 8,5 10 14618 6000 1090 135 55 11 160 8,5 12 14619 6100 1100 135 55 11 165 8,5 12 14620 6200 1110 135 55 11 160 8,5 12 14621 6300 1120 140 55 12 165 9 12 15222 6400 1130 140 60 12 170 9 12 15223 6500 1140 140 60 12 165 9 12 15224 6700 1150 145 60 12 175 9 12 15725 6800 1160 145 60 12 175 9 12 157

- limita de curgere - σcur=800MPa,

- unghiul de conicitate a capacului – α=360

- grosimea flanşei– 𝜹=15mm,

16. Calculul buncărului de alimentare

De calculat buncărul dacă sunt cunoscute următoarele date iniţiale:

- Semifabricatul – bucşă din cupru;- Diametrul exterior – d¿7mm;- Diametul interior - dint¿3,5mm;- Lungimea - l¿14mm;- Productivitatea Q¿70 buc/min.Schema semifabricatului este reprezentată în figura 16.

Fig. 16. Schema de calcul a discului

1) Calculul parametrilor semifabricatului.Volumul semifabricatului conform dimensiunilor de gabarit:

V sg=π ∙ d2

4∙ l=3,14 ∙ 72

4∙ 14=540 mm3=0,54 cm3

Volumul corpului semifabricatului:V s=π ∙¿¿

Greutatea semifabricatului Gs=V s ∙ ρ=0,4 ∙ 8,5=3,4 g

unde: ρ=¿8,5 g/cm3 – densitatea cuprului.2) Determinarea tipului de amplasare a locaşelor.

Deoarece diametrul semifabricatului d¿ 20 mm, lungimea l¿50 mm și raportul l/d=14/7=2, alegem amplasarea în picioare a semifabricatului (anexa 12).

3) Calculul dimensiunilor locașelor:Calculul lungimii locașelorL=b=1,7 ∙ d−(1 ÷ 2 )=1,7 ∙7−1,9=10 mm Calculul adîncimii locașelora=s+s1=0,75∙ l=0,75 ∙ 14=10,5 mm

Admitem a=10 mm , s1=1 mm și s=a−s1=10−1=9mm4) Calculul dimensiunilor discului:Pasul locașelor

h=L+ (1,0+1,5 ) d=10+(7 ÷ 10,5 )=10+10=20 mmdiametrul de divizare a disculuiD=10 ∙ L=10 ∙10=100 mm Din considerente constructive admitem D=200 mmNumărul de locașe pe disc

z=π ∙ Dh

=3,14 ∙20020

=31,4

Admitem z=30Precizăm diametrul divizor a discului:

D=h ∙ zπ

=20 ∙303,14

=191,1mm

5) Calculul frecvenței de rotație a disculuiTimpul căderii semifabricatului în locaș:

t=k s ∙√ 2 ∙∆ hg ∙¿¿

¿

unde ks =2 – coeficientul ce ia în considerație frecarea semifabricatelor în vrac;

∆ h=0,3 ∙ l=0,3 ∙14=4,2 mm - adîncimea pătrunderii semifabricatelor în locaș;

g=9810 mm/s – accelerația căderii libere; α=30° - unghiul de înclinare al buncărului; f=0,28 – coeficientul de frecare.Viteza liniară de mișcare a discului nu trebuie să fie mai mare de:

v0=L−d

t=10−7

0,11=27,3mm /s

Frecvența de rotație nu trebuie să depășească:

n=v0

π ∙ D= 27,3

3,14 ∙ 191,1=0,045 rot / s=2,73 rot /min

Pentru acționarea discului alegem preventiv un motor reductor de tip РД-09 cu frecvența de rotire a arborelui la ieșire de n=2,75rot /min.

Astfel avem lanțul cinematic: motor – reductor – cuplaj de protecție – discul buncăr.

6) Calculul capacității și volumului util a buncăruluiDiametrul interior a buncăruluiDb=D+b=191,1+10=201,1 mm Admitem Db=202 mmVolumul buncărului:

V b=π ∙ D b

2

4 ∙ 2∙lb=

3,14 ∙ 20,22

4 ∙ 2∙ 11,7=1875 cm3=1,9 dm3

unde: lb - distanța de la disc pînă la nivelul de umplere cu semifabricat, mm;

lb=DB ∙tgα=202∙ tg30 °=117 mm Capacitatea buncărului

W =kum ∙vb

v sg

=0,7 ∙18750,54

=2430 buc

unde: k um=0,7 - coeficientul de umplere a volumului buncărului.Perioada de timp dintre două alimentări

θ=WQ

=243070

34,7 min

7) Calculul puterii mecanismului de acționare a disculuiN=M rot ∙ω unde M rot=Gb ∙Db /2 - momentul de rotire, Nm; Gb – greutatea semifabricatelor ce încap în buncăr, g;Gb=Gs ∙ W =3,4 ∙ 2430=8262 g=8,26kg=82,6 N Atunci M rot=Gs ∙ D b/2=82,6 ∙0,202/2=8,34 Nm

Viteza unghiulară a discului ω=2 ∙ π ∙ n=2 ∙3,14 ∙2,75=17,28 rad /min=0,29 rad /s

Puterea necesară pentru acționarea discului N=M rot ∙ω=8,34 ∙ 0,29=2,42 Nm /s=2,42 WPuterea totală de la arborele motorului

Nm=k1 ∙Nη0

=2 ∙2,420,53

=9,1 W

unde: k1=2 – coeficientul ce ia în considerație forțele de frecare și repaus.

η0 – randamentul mecanismuluiη0=ηrulm

2 ∙ ηred ∙ ηcupl=0,992∙ 0,6 ∙ 0,9=0,53 ηrulm=0,99 - randamentul rulmenților;ηred=0,6 - randamentul reductorului motorului;ηcupl=0,9 - randamentul cuplajului de protecție.Alegem motorul electric РД-09nnom=1200 min-1 – frecvența nominală de rotire a rotorului;Nnom=12W – puterea nominală a motorului.

Date iniţiale pentru calculul buncărului de alimentare

Nr.Productivitatea

buncărului,Q, buc/min

SemifabricatulDiametrul exteriord, mm

Diametrul interiordint, mm

Lungimeal, mm

1 60 5 2 202 65 6 2 203 70 7 2,5 254 75 8 2,5 165 80 9 3 306 85 10 3 147 90 11 3 188 95 12 3,5 359 100 13 3,5 4010 105 14 4 2811 110 16 4 3512 115 18 4,5 4013 120 20 4,5 3014 115 18 5 3515 110 16 4,5 2516 105 14 4 2217 100 13 4 2018 95 12 4 2519 90 11 3,5 4520 85 10 3 2021 80 9 3 2822 75 8 3 2523 70 7 2,5 3024 65 6 2 2425 60 5 2 15

17. Calculul cilindrului pneumatic

- Puc= 2500N-forța utilă pe tija cilindrului la acțiunea forței de comprimare;

- pc=0,5MPa –presiunea totală aerului in cilindrul pneumatic;- tac=3,5s-timpul de lucru a cilindrului pneumatic;- n= 7min-1-frecventa de lucru a cilindrului.

Corpul cilindrului pneumatic este montat rigid pe batiu,iar tija poate fi deplasată conform figurei:

1) Calculul diametrului interior a cilindrului pneumatic:

D=2√ Puc

π ∙ p ∙ η=2∙√ 2500

3,14 ∙0,4 ∙ 106 ∙0,8=0,0998 m=99,8 mm

undep=pc-ppierd=0,5-0,1=0,4 MPa - presiunea aerului în cilindruPpierd=0,05÷0,1 MPa - pierderile de presiune în sistemul

pneumaticη= 0,8 - randamentul cilindrului pneumaticAdmitem valoarea cea mai apropiată conform anexei 13

D=100mm2) Calculul valorii forței de tracțiunePut=

π ∙ D2∙ p (1−k d ) ∙ η

4=

3,14 ∙ (100 ∙ 10−3 )2 ∙0,4 ∙106 ∙ (1−0,32 ) ∙ 0,84

=1884 N

unde: kd=dt/D=0,2÷0,7-raportul diametrelorAdmitem diametrul tijei dt=32 mm (anexa 13 )Atunci kd=32/100=0,323)Verifivarea la rezistență la încovoire a tijei cilindrului,

deoarece raportul lungimii către diametrul este mai mare de 10

(L/dt=500/25=20>10). Astfel forța pe tijă trebuie să fie mai mica decît forța critică longitudinală la încovoiere (Pu<Pcr).

Calculul forței critice:

Pcr=0,96∙d 4 ∙ ELmax

2 =0,96 ∙¿¿¿

unde: E=2,2·1011Pa - modul de elasticitate a materialului tijei(oțel).

Lmax=L+l1=500+50=550mm - deplasarea tijei la sfîrșitul mersului de lucru;

l1=50mm-deplasarea tijei la sfîrșitul mersului in gol.Deoarece Pcr=0,27MN>Puc=2500N tija va rezista forțelor de

invoiere.4) Pentru fixarea capacelor pe cilindrul pneumatic de utilizează

4 șuruburi cu filet M10 și pasul 1,5 mm,materialul-oțel 45.Verificarea șuruburilor la rupere.Pentru aceasta la început se

calculează forța necesară de deschidere a capacului și forța de întindere a șuruburilor.

F=kπ D2

4∙ pnom=1,5 ∙3,14 ∙¿¿ =18840N

unde: k=1,5-coieficient de rezervă;pnom=1,6 MPa-preiunea nominalăForța ce acționează pe șurub:F2=F/i=18840/4=4710Nunde: i=4-numărul de șuruburiDeoarece nu sunt cunoscute proprietățile elastice ale garniturii

și nu se cere o precizie înaltă a calculelor, atunci, pentru siguranță, admitem forța calculată, ce acționează pe un șurub, P1=2F2.

Astfel tensiunea de întindere este:

σ î nt=P1

i π ∙d∫¿2

4=

2 ∙ F2

i π ∙d∫¿2

4= 2∙ 4710

4 ∙3,14 ∙(8,38∙10−3)2

4

=42,7 MPa¿

¿

unde: dint=8,38 mmdiametrul interior a filetului, șurubului M10 cu pasul 1,4 mm.

Comparăm valoarea obținută a tensiunii de întindere cu cea admisibilă.

Deoarece 𝜎int=42,7 MPa<[𝜎int]=80 MPa,atunci șuruburile de fixare alese pot fi utilizate.

5) Calculul grosimii peretelui cilindrului din condiția de rupere Materialul peretelui cilindrului – FC 18.

h=D∙ pncm

2 ∙¿¿=3,2∙ 10−3m=3,2mm

Admitem h= 5 mm6)Calculul diametrului interior a conductelor din condiția de asigurare a timpului de lucru a cilindrului pneumatic t=3,5s la deplasarea tijei de 500 mm.

dcond=√ D2 ∙ LV c ∙t

= √ 0,12∙ 0,525 ∙3,5

=7,55 ∙10−3m=7,55 mm

unde:vc=25 m/s-viteza aerului în conductă.Alegem conducte cu diametrul interior de 8 mm.7)Calculul grosimii pereților conductelor,care rezistă presiuni pmax=pnom:

Hcond=dcond ∙ pnom

2 ∙¿¿unde: [σ∫¿¿=25MPa - tensiunea admisibilă în materialul

conductelor.Astfel alegem conducta conform GOST 494-69 cu diametrul

interior de 8 mm și grosimea peretelui de 1 mm.8)Calculul consumului de aer în cilindru pneumatic.Pentru cilindrul pneumatic cu mișcarea în ambele direcții

consumul de aer se calculează conform relației:

Q=π∗D2

4∙ L∙

pp pierd

∙ η+π ∙ (D2 ∙ dt

2 )4

∙L∙p

ppierd

∙η∙(2D2−d t2)=

=3,14

4∙ ∙ 0,5 ∙

0,40,1

∙7∙(2∙ 0,12−0,0252 ¿=0,21m3/min

9)Caracteristicile tehnice a cilindrului pneumatic.Nr. Parametrul cilindrului

pneumaticInițial Calculat Admis

1 Forța utilă acțiunea forței de comprimare

2500 N - -

2 Forța utilă acțiunea forței de tracțiune

- 1884 N -

3 Randamentul cilindrului - - 0,84 Presiunea totală a aerului 0,5 Mpa - -5 Presiunea în cilindru - - 0,4 Mpa6 Timpul de lucru 3,5s - -7 Frecvența de lucru 7 min-1 - -8 Diametrul interior a

cilindrului- 99,8 mm 100 mm

9 Diametrul tijei - - 25 mm10 Deplasarea tijei 500 mm - -11 Numărul și dimensiunile

șuruburilor- - 4buc.,

M1012 Forța ce acționează pe

șurub- 4710 N -

13 Grosimea peretelui cilindrului

- 3,2 mm 5 mm

14 Diametrul interior a conductelor

- 7,55 mm 8 mm

15 Diametrul exterior a conductelor

- - 10 mm

16 Grosimea peretelui conductelor

- 0,26 mm 1 mm

17 Consumul de aer - 0,21 m3/min

-

Date iniţiale pentru calculul cilindrului pneumatic

Nr.

For

ţa u

tilă

la

acţi

unea

forţ

ei d

e co

mpr

imar

e

Pre

siun

ea to

tală

a

aeru

lui

Dep

lasa

rea

tije

i

Tim

pul d

e lu

cru

Fre

cven

ţa d

e lu

cru

a ci

lind

rulu

i

Ran

dam

entu

l

Puc , kN pc , MPa L, mm tac , s n, min-1 η1 0,4 0,50 350 2,0 5,0 0,602 0,5 0,52 350 2,1 5,5 0,753 0,6 0,54 400 2,2 5,5 0,804 0,8 0,56 400 2,3 6,0 0,815 1,5 0,58 450 2,4 6,0 0,826 1,8 0,60 450 2,5 6,5 0,827 2,0 0,50 500 2,6 6,5 0,838 3,0 0,52 500 2,7 7,0 0,849 3,5 0,54 550 2,8 7,0 0,8510 4,0 0,56 550 2,9 7,5 0,8611 5,0 0,58 600 3,0 7,5 0,8712 6,0 0,60 600 3,1 8,0 0,8813 7,0 0,50 650 3,2 8,0 0,8914 8,0 0,52 700 3,3 8,5 0,8915 9,0 0,54 750 3,4 8,5 0,9016 11,0 0,56 800 3,5 9,0 0,9017 13,0 0,58 750 3,6 9,0 0,9118 15,0 0,60 700 3,7 9,5 0,9119 18,0 0,50 650 3,8 9,5 0,9220 25,0 0,52 650 3,9 10,0 0,9221 26,0 0,54 600 4,0 10,0 0,9222 27,0 0,56 600 4,1 10,5 0,9323 28,0 0,58 550 4,2 10,5 0,9324 29,0 0,60 550 4,3 11,0 0,9425 30,0 0,58 500 4,4 11,0 0,95

Bibliografie

1. Alămureanu E., Buzdugan Gh., Iliescu N. Îndrumar de calcul în ingineria mecanică, Bucureşti, Editura Tehnică, 1996 – 451p.

2. Anuriev V.I., Spravocinik constructora masinostroitelea. Volumul I, Maşinostroenie, 1982 – 732p.

3. Anuriev V.I., Spravocinik constructora masinostroitelea. Volumul II, Maşinostroenie, 1982 – 584p.

4. Anuriev V.I., Spravocinik constructora masinostroitelea. Volumul III, Maşinostroenie, 1982 – 576p.

5. Colimana-Ivanova A.,Construirovanie i rasciot maşin himiceskogo proizvodstva : Primerî i zadaci . Maşinostrienie , 1985. – 406 p .

6. Domaşnev A.D. Konstruirovanie i rasciot himiceskih apparatov. M. :Maş. Iz, 1961.

7. Ganea G., Antonovici A., Bernic M., Maţco M. Bazele de calcul şi de proiectare aşe utilajului tehnologic din industria alimentară. Probleme şi metode de rezolvare. Chişinău, UTM - 2008 – 83p.

8. Jinescu V. Utilaj tehnologic pentru industrii de proces. Editura tehnică, Volumul 1, 241p.




12. Harlamov S.V. Practicum po cursu rascet i contruirovanie masin i aparatov pisevih proizvodstv. Masinostroenie. Leningrad, 1971 – 200p.

13. Harlamov S.V. Construirovanie tehnologiceskih masin i aparatov. Izdatel. Lenigrad. 1974 – 272p.

14. Harlamov S.V. Practicum po cursu rascet i contruirovanie masin i aparatov pisevih proizvodstv. Agropromizdat. Leningrad, 1991 – 256p.

15. Laşinskii A.A., Tolcinskii A.P. Osnovî konstruirovania i rasciota himiceskoi apparaturî. Spravocinic , L.:Maşinostroenie, 1970

16. Liubaviţ M.I., Lucovici T.M. Spravocinik po coprotevleniu materialov, Minsk, Vîsşaia şkola, 1969.

17. Mihalev M. F., N.P. Tretiakov, A.I. Milicenko, V.V. Zobblin ;Rasciot i construirovanie maşin i aparatov himiceskih proizvodstv : Primerî i zadaci . Ucebnoe posobie dlea studentov vuzov. / Pod obşei redacţii prof. M. F. Mihaleva. – L.: Maşinostrienie , Leningradskoe otdelenie , 1984. – 301 s .

18. Ostricov A.M., V.E. Ignatiev, B.E. Dobromirov, A.A. Şevţov. – Voronej :Prakticum po cursu „Rasciot i construirovanie maşin i aparatov pişcevîh proizvodstv”. : Ucebnoe posobie/ Gosudarstvennoe tehnologhicescoe academia , Voronej, 1997 . 192 s.

19. Panturu D. Recipiente şi aparate tubulare. Exemple de calcul. Galaţi, Editura tehnică, 1990 – 90p.

20. Socolov A., Osnovi rasceta i construirovania masin i avtomatov pisevih proizvodst. M. :Maş. Iz, 1969 – 639 p.

21. Socolov V.I. Osnovi rasceta i construirovania masin i avtomatov pisevih proizvodst. M. :Maş. Iz, 1983 – 233 p.

22. Stali listovaia goreacekatanaea. Sortament. GOST 19903-74.23. Sosudî i apparatî. Read nominalinih obiemov. GOST 13372-

78.24. Sosudî i apparatî. Read diametrov. GOST 9617-76.25. Sosudî i apparatî. Normî i metodî rasciota na procinosti.

GOST 14249-80.26. Sosudî i apparatî. Normî i metodî rasciota na procinosti

kreplenia otverstii. GOST247-55.

Anexa 1Parametrii de bază a mecanismelor cu cruce de malta cu un singur braţ

Numărul de canale

Unghiul cursei utile a

elementului conducător

Coeficientul intervalelor

Unghiul de rotire a crucii

de malta

Coeficientul acceleraţiei

maxime

Unghiul în care acceleraţia crucii atinge valoarea

maximă

Coeficientul acceleraţiei la

intrarea în angrenaj a rolei

z ϕu K ψc k ε max ϕ0 k ε3 60 0,2 120 31,435 40 45' 1,7321

4 90 0,333 90 5,405 110 28 ' 1

5 108 0,429 72 2,229 170 3 4' 0,7265

6 120 0,5 60 1,35 220 5 4' 0,5774

8 135 0,6 45 0,7 310 39' 0,4142

9 140 0,636 40 0,559 350 21' 0,3640

10 144 0,667 36 0,466 380 29 ' 0,3249

12 150 0,714 30 0,348 440 0,2679

15 156 0,765 24 0,253 500 31' 0,2126

18 160 0,8 20 0,2 550 32' 0,1763

20 162 0,818 18 0,175 580 16' 0,1584

24 165 0,846 15 0,142 620 40' 0,1317

Anexa 2

Coeficientul de dilatare liniară ( α⋅10−6 1/o C ) a oţelurilor

Marca oţeluluicoeficientul la temperatura t, oC

20 - 100 20 - 200 20 - 300 20 - 400 20 - 500 20 - 600 20 - 700 20 - 800Oţel 10 12,2 12,5 12,8 13,3 13,8 14,2 14,2 14,2Oţel 20 12,0 12,4 12,9 13,3 13,7 14,1 14,1 14,1Бст 3 11,2 12,1 12,8 13,4 13,9 14,4 14,4 14,4

Oţel 35Cr (35X) 13,1 13,3 13,8 14,2 14,6 14,8 14,8 14,838AlCr (38XA) 12,2 12,9 13,1 13,4 13,8 14,1 14,1 14,1

12MnCr (12XM) 11,2 12,5 12,7 12,9 13,2 13,9 13,9 13,915MnCr5 (15X5M) 12,0 12,1 12,2 12,3 12,7 13,0 13,1 13,115MnCr (15XM) 11,9 12,6 13,2 13,7 14,0 14,3 14,3 14,3

20AlMnCr2(20X2MA) 11,5 12,9 13,0 13,2 13,5 13,8 13,8 13,820MnCr3 (20X3M) 11,6 11,8 12,1 12,3 12,7 12,9 12,9 12,9

12TiNi10Cr18(12Х18Н10Т)

16,6 17,0 17,2 17,5 17,9 18,2 18,6 18,6

12TiNi12Cr18(12Х18Н12Т)

16,0 17,0 18,0 18,0 18,0 18,5 16,0 16,0

Anexa 3Tensiunile admisibile pentru dinţii roţilor, MPa

MaterialulPrelucrarea

termică

Valorile caracteristicelor tehnice Tensiunile admisibileRezistenţa temporară la rupere

Limita de rezistenţă

DuritateaLa încovoiere cu modulul

De contactPînă la 6 7-10 12-13

Oţel 45Normalizare 590-736 245-336 HB170-217 137 132 128 490Îmbunătăţire 736-883 314-392 HB220-250 177 167 162 590

Oţel 40X Îmbunătăţire 785-980 353-471 HB230-260 216 206 196 637Oţel 20X Călire > 785 471-550 HB56-62 314 295 275 1030FC 15-32 - ≥148 - HB160-229 49 45 43 490FC 21-40 - ≥206 108-128 HB170-241 59 54 51 590Textolit - 84 - HB30-34 - - 40 98

Anexa 4Dimensiunile foilor de metal (GOST 19903-74)

Grosimea Lungimea minimă şi maximă a foii la lăţimea de:

500 510 600 650 670 700 710 750 800 850 900 950 1000

0,40; 0,45; 0,50; 0,55; 0,601200

710 1420

1200 2000

1400 1420 14201200 2000

1500 2000

— — — — 2000

0,63; 0,65; 0,70; 0,751200

710 1420

1420 2000

2000 1420 14201200 2000

1500 2000

— — — —2000 2500

0,8; 0,91200

710 1420

1420 2000

2000 1420 14201200 2000

1500 2000

1500 — — —2000 2500

1,0— —

1420 2000

2000 14201420 2000

1420 2000

1600 2000

1600 2500

17001800 2000

19001800 2500

1,2; 1,3; 1,4— —

1420 2000

20001420 2000

1420 2000

1420 2000

1500 2000

1600 2500

18001800 2500

20001800 2500

1,5; 1,6; 1,8— —

1420 2000

1420 2000

1420 2000

1420 2000

1420 6000

1500 6000

1600 6000

1800 6000

1500 6000

2000 6000

1500 6000

2,0; 2,2— —

1420 2000

1420 2000

1420 2000

1420 6000

1420 6000

1500 6000

1600 6000

2000 6000

1800 6000

2000 6000

2000 6000

2,5; 2,8 — — 2000 2000 2000 2000 1420 1600 1600 2000 2000 2000 2000

6000 6000 6000 6000 6000 6000 6000 60003,0; 3,2; 3,5; 3,8; 3,9

— — 2000 2000 20002000 6000

1420 6000

1600 6000

1600 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

4,0; 4,5; 5,0; 5,5— — 2000 2000 2000

2000 6000

1420 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

6; 6,5; 7; 7,5 2000 7000

2000 7000

2000 7000

2000 7000

2000 7000

2000 7000

2000 7000

2000 7000

8; 8,5; 9; 9,5; 10; 10,5 2000 8000

2000 8000

2000 8000

2000 8000

2000 8000

2000 8000

2000 8000

2000 8000

11; 11,5; 12; 12,5 2000 6000

13; 13,5; 14; 14,5; 15; 15,5; 16; 16,5; 17; 17,5; 18; 18,5; 19; 19,5; 20; 20,5; 21; 21,5; 22; 22,5; 23; 23,5; 24; 24,5; 25; 25,5

— — — — — — — — — — — —2500 6500

26; 27; 28; 29; 30; 31; 32; 34; 36; 38; 40

42; 45; 48; 50; 52; 55; 58; 60; 62; 65; 68; 70; 72; 75; 78; 80; 82; 85; 87; 90; 92;

95; 100; 105; 110; 115; 120; 125; 130; 135; 140; 145; 150; 155; 160


1100 1250 1400 1420 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200

0,40; 0,45; 0,50; 0,55; 0,60 — — — — — — — — — — — —

0,63; 0,65; 0,70; 0,75 — 2500 — — — — — — — — — —

0,8; 0,9 —

2500— — — — — — — — — —

1,0—

2500— — — — — — — — — —

1,2; 1,3; 1,4 2000 2500

2500 3000

— — — — — — — — — —

1,5; 1,6; 1,8 2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

— — — — — — —

2,0; 2,2 2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

— — — — — — —

2,5; 2,8 2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

— — — — — — —

3,0; 3,2; 3,5; 3,8; 3,9 2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

— — — —

4,0; 4,5; 5,0; 5,5 2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

2000 6000

— — — —

6; 6,5; 7; 7,5 2000 7000

2000 7000

2000 7000

2000 7000

2000 7000

2000 7000

2000 7000

2000 7000

2000 7000

2000 7000

— —

8; 8,5; 9; 9,5; 10; 10,5 2000 8000

2000 8000

2000 8000

2000 8000

2000 12000

3000 12000

3000 12000

3000 12000

3000 12000

3000 12000

3000 12000

3000 12000

11; 11,5; 12; 12,5 2000 6000

2000 8000

2000 8000

2000 8000

2000 12000

3000 12000

3000 12000

3000 12000

3000 10000

3000 10000

3000 10000

3000 10000

13; 13,5; 14; 14,5; 15; 15,5; 16; 16,5; 17; 17,5; 18; 18,5; 19; 19,5; 20; 20,5; 21; 21,5; 22; 22,5; 23; 23,5; 24; 24,5; 25; 25,5

2500 6500

2500 12000

2500 12000

2500 12000

3000 12000

3000 11000

3200 11000

3200 10000

3200 10000

3200 10000

3200 10000

3200 10000

26; 27; 28; 29; 30; 31; 32; 34; 36; 38; 40 —

2500 12000

2500 12000

2500 12000

3000 12000

3000 12000

3200 12000

3200 12000

3200 12000

3200 12000

3200 12000

3200 12000

42; 45; 48; 50; 52; 55; 58; — 2500 2500 3000 3000 3000 3500 3500 3500 3500 3500 3500

60; 62; 65; 68; 70; 72; 75; 78; 80; 82; 85; 87; 90; 92; 95; 100; 105; ПО; 115; 120; 125; 130; 135; 140; 145; 150; 155; 160

9000 9000 9000 9000 9000 9000 9000 9000 9000 9000 9000


2300 2400 2500 2600 2700 2800 2900 3000 3200 3400 3600 3800

0,40; 0,45; 0,50; 0,55; 0,60 — — — — — — — — — — — —0,63; 0,65; 0,70; 0,75 — — — — — — — — — — — —0,8; 0,9 — — — — — — — — — — — —1,01,2; 1,3; 1,41,5; 1,6; 1,82,0; 2,22,5; 2,83,0; 3,2; 3,5; 3,8; 3,9 — — — — — — — — — — — —4,0; 4,5; 5,0; 5,56; 6,5; 7; 7,58; 8,5; 9; 9,5; 10; 10,5 3000

120004000 12000

4000 12000

11; 11,5; 12; 12,5 3000 10000

4000 10000

4000 9000

13; 13,5; 14; 14,5; 15; 15,5; 16; 16,5; 17; 17,5; 18; 18,5; 19; 19,5; 20; 20,5; 21; 21,5; 22; 22,5; 23; 23,5; 24; 24,5; 25; 25,5

3200 10000

3200 10000

3200 10000

3200 10000

3200 10000

3200 10000

26; 27; 28; 29; 30; 31; 32; 34; 36; 38; 40

3200 12000

3200 11000

3200 11000

3200 10000

3200 10000

3200 10000

3200 10000

3000 9500

3200 9500

3400 9500

3600 9500

—

42; 45; 48; 50; 52; 55; 58; 60; 62; 65; 68; 70; 72; 75; 78; 80; 82; 85; 87; 90; 92; 95; 100; 105; 110; 115; 120; 125; 130; 135; 140; 145; 150; 155; 160

3500 9000

3500 9000

3000 9000

3000 9000

3000 9000

3000 9000

3000 9000

3000 9000

3200 9000

3400 8500

3600 8000

3600 7000

Anexa 5Dimensiunile standardizate ale suporturilor

Masa aparatului,

kg

Suprafaţa de sprijin,

cm2

Tensiunea admisibilă pe fundament,

MPa

Dimensiunile, mmMasa

suportului, kg

c a b h δ d

100 42,5 23,6 80 55 70 125 4 14 0,53250 57,0 43,8 90 65 75 140 6 14 1,0500 72,5 69,0 100 75 85 155 6 18 1,2

1000 89,5 112,0 110 85 90 170 8 23 2,02500 173 145 150 120 130 215 8 30 3,54000 297 135 190 160 170 280 10 30 6,76000 451 133 230 200 205 350 12 34 13,28000 639 125 270 240 240 420 14 34 21,4

Anexa 6Valorile modulului de elasticitate şi

coeficientului Poisson pentru unele materiale

MaterialulModulul de elasticitate

E, 9,81 ∙1010 PaCoeficientul Poisson

µ

Oţel 1,5-2,0 0,3Aliaje oţel carbon 1,9-2,2 0,24-0,28Fontă 0,8-1,6 0,23-0,27Alama 0,9-1,4 0,32-0,42Aluminiu 0,67-0,75 0,32-0,36Duraluminiu 0,7-0,71 0,34

Anexa 7Tensiunea nominală admisibilă pentru unele mărci de Oţel

Temperatura pereţilor, 0C

Tensiunea admisibilă, MPaOţel 10 Oţel 20 BCт 3 X18H10T

20 127,5 144,2 137,3 143,2250 109,9 129,5 117,7 122,6300 98,1 116,7 105,9 117,7400 75,5 90,3 - 108,9450 52,0 62,8 - 105,0

Anexa 8Mărimile recomandate a rolelor pentru mecanismele cu

camă(mm).

D 1820

22 25 28 3238

40 45 50 60

d 810

12 14 16 1820

22 25 28 32

B 1010

12 15 16 1821

22 24 26 29

B1 - 8 10 13 13 1518

18 20 22 25

D1 -14

16 18 21 2325

27 31 35 40

Anexa 9Tensiunea admisibilă la întindere şi comprimare pentru

aluminiu şi cupruAluminiu Cupru

Temperat pereţilor,

0C

Tensiunea admisibilă la

întindere, MPa

Tensiunea admisibilă la comprimare,

MPa

Temperat pereţilor,

0C

Tensiunea admisibilă la comprimare,

MPaPînă la 30 1471,5 2452,5 Pînă la 120 4316,4

31-60 1373,4 2207,3 121-140 4120,261-80 1275,3 1962,0 141-160 3924,081-100 1177,2 1716,8 161-180 3727,8101-120 1030,1 1471,5 181-200 3531,6121-140 882,9 1226,3 201-230 3139,2141-160 735,7 981,0 231-250 2943,0161-180 588,6 735,7181-200 441,5 490,5

Anexa 10Materialul recomandat a roţii de clichet

Materialul roţii de clichet

Coeficientul formei dinţilor

Forţa ce acţionează pe o unitate de

lăţime a dinţilor

Tensiunea admisibilă la

încovoiere

ψ q ,MN /m [ σ ]inc,MN /m2

Fontă cenuşie FC 20, FC 30

1,5÷6 0,15 30

Oţel L35, L45 1,5÷4 0,3 80Oţel 20 1÷2 0,35 100Oţel 45 1÷2 0,4 120

Anexa 11 Coeficienţi adimensionali de poziţie a deplasării şi vitezei pentru

legile de mişcare a organelor de lucru.Nr K KS03 KS05 0010

ks kv ks kv ks kv ks kv

0 0,00000

0,000

0,00000

0,000

0,00000

0,000

0,00000

0,0001 0,0006

90,082

0,00022

0,039

0,00013

0,025

0,00071

0,0852 0,0024

70,164

0,00161

0,128

0,00106

0,093

0,00282

0,1693 0,0061

60,246

0,00455

0,225

0,00336

0,185

0,00636

0,2544 0,0109

30,327

0,00909

0,320

0,00724

0,239

0,01129

0,3395 0,0170

40,407

0,01524

0,414

0,01278

0,378

0,01764

0,4246 0,0244

70,485

0,02287

0,506

0,01984

0,473

0,02542

0,5087 0,0332

10,563

0,03205

0,596

0,02848

0,566

0,03459

0,5918 0,0432

30,639

0,04271

0,683

0,03865

0,656

0,04513

0,6719 0,0545

00,713

0,05478

0,766

0,05031

0,743

0,05693

0,74710 0,0669

90,785

0,06815

0,846

0,06339

0,827

0,07000

0,81911 0,0806

70,855

0,08282

0,921

0,07785

0,906

0,08523

0,88812 0,0954

90,922

0,09883

0,997

0,09360

0,981

0,09958

0,95313 0,1114

30,988

0,11592

1,057

0,11057

1,051

0,11597

1,01414 0,1284

31,050

0,13402

1,118

0,12862

1,116

0,13339

1,07315 0,1464

51,110

0,15309

1,174

0,14770

1,176

0,15174

1,12816 0,1654

41,166

0,17169

1,224

0,16778

1,230

0,17099

1,17917 0,1853

41,220

0,19380

1,269

0,18871

1,249

0,19104

1,22718 0,2061

11,270

0,21526

1,308

0,21038

1,321

0,21186

1,27119 0,2276

81,316

0,23725

1,342

0,23272

1,358

0,23341

1,31220 0,2500

01,359

0,25998

1,372

0,25564

1,390

0,25556

1,34921 0,2730

11,400

0,28300

1,396

0,27900

1,417

0,27833

1,38222 0,2966

31,435

0,30639

1,416

0,30279

1,439

0,30162

1,41223 0,3208

21,466

0,33013

1,432

0,32695

1,456

0,32539

1,43924 0,3454

91,494

0,35414

1,445

0,35136

1,469

0,34958

1,46225 0,3705

91,517

0,37826

1,452

0,37591

1,479

0,37410

1,48126 0,3960

51,536

0,40250

1,458

0,40061

1,486

0,39893

1,49727 0,4217

91,551

0,42689

1,460

0,42547

1,490

0,42398

1,51028 0,4477

41,562

0,45116

1,462

0,45026

1,491

0,44923

1,51829 0,4738

31,569

0,47557

1,463

0,47522

1,492

0,47459

1,52430 0,5000

01,571

0,50000

1,464

0,50000

1,493

0,50000

1,525

Anexa 12Dimensiunile recomandate ale buncărelor

ParametriiAmplasarea locașelor

Pe lungime În picioare După rază

Diametrul semifabricatului

d,mm ¿15 5…20 ¿15

Lungimea semifabricatului

l,mm

¿80 ¿50 ¿80

Raportul dimensiunilor

l/d 2,5…4,5 1,25…3,0 3,0…3,5

Lungimea locașuluiL,

mml+(0,5…

0,7)d

l/d=

=1,25÷1,6

L=0,9∙l

l/d==1,6

÷ 3,0L=0,9∙d

(1,4÷ 1,6¿d

Lățimea locașuluib,

mm(1,2÷1,5)d b=L l+0,7d

Distanța minimă dintre locașe

L0,mm ¿0,25∙l se admite constructiv

se admite constructiv

Diametrul de divizare a discului

D,mm

≥10∙ l ≥ 10∙d ≥ 10∙d

Diametrul interior al buncărului

Db,mm

D+b D+b D+b

Grosimea disculuis,

mm0,9∙d 0,9∙d 0,8∙d

Distanța dintre disc și fundul buncărului

s

1,mm

a – s a – s a – s

Adîncimea locașului

a,mm

s+s1==(0,9

÷ 1,0¿ds+s1=(0,9÷1,0)l

s+s1=

=(0,9÷1,0)d

Unghiul de înclinare

α 45° 30° 45°

Coeficientul productivității

k 0,9 0,45÷0,6 0,5÷0,8

Anexa 13Valorile recomandate ale diametrului interior și a tijei cilindrului

pneumatic ( GOST 6540 – 68)Diametrul interior a cilindrului Diametrul tijeiDe bază Secundar De bază Secundar

25 - 8 -32 36 10 -40 45 12 1450 55 16 1860 70 20 2280 90 25 28100 110 32 36125 140 40 45160 180 50 55200 220 60 70250 280 80 90320 360 100 110400 450 125 140500 - 160 180

Anexa 14

Şirul nominal a diametrelor rezervoarelor (GOST 9617-76)

Diametrele interioare a rezervoarelor fabricate din foi de oţel

400, (450), 500, (550), 600, (650), 700, 800, 900, 1000, (1100), 1200, (1300),

1400, (1500), 1600, (1700), 1800, (1900),

2000, 2200, 2400, 2500, 2600, 2800, 3000, 3200, 3400, 3600, 3800, 4000, 4500, 5000, 5500, 5600, 6000, 6300, 6400, 7000, 7500, 8000, 8500, 9000, 9500, 10000, 11000, 12000, 14000,

16000, 18000, 20000 mm.

Diametrele interioare a rezervoarelor fabricate din metale nefieroase şi aliaje

200, 250, 300, 400, 450, 500, 550, 600, 650, 700, 800, 900, 1000, 1100, 1200,

1300, 1400, 1500, 1600, 1700, 1800, 1900, 2000, 2200, 2400, 2500, 2600, 2800, 3000,

3200, 3400, 3600, 3800, 4000 mm.

Diametrele exterioare a rezervoarelor fabricate din ţevi

133, 159, 168, 219, 273, 325, 377, 426, 480, 530, 630, 720, 820, 920, 1020, 1120,

1220, 1320, 1420mm.

Anexa 15

Şirul nominal a volumelor rezervoarelor (GOST 13372-78)

0,010 0,32 3,2 32 3200,016 0,40 4,0 40 4000,025 0,50 5,0 50 5000,040 0,63 6,3 630,063 0,80 8,0 800,100 1,00 10.0 1090,125 1,25 12,5 1250,160 1,60 16,0 1600.200 2,00 20,0 2000.250 2,50 25,0 230

problemar `bazele proiectarii utilajului tehnologic`

Documents

Transcript of problemar `bazele proiectarii utilajului tehnologic`