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


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


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 3:D3= 65.13 mm ; L3= 92 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


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.


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 2: D2= 42 mm ; L2=20 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


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.


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









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

Documents

Memoriu tehnic proiect OM.pdf