Proiectarea preselor mecanice cu manivela

8/20/2019 Proiectarea preselor mecanice cu manivela

http://slidepdf.com/reader/full/proiectarea-preselor-mecanice-cu-manivela 1/58

CAPITOLUL 1

PROIECTAREA PRESELORMECANICE CU MANIVELĂ

1.1. Analiza cinematică a presei mecanice c mani!elă

În figura 1.1 se prezintă mecanismul bielă-manivelă în forma sacea mai generală. Cinematica mecanismului presupune determinareaecuaţiilor spaţiului, vitezei şi acceleraţiei, precum şi analiza acestora.

Pentru o poziţie oarecare a manivelei, determinată de ungiulcurent α cursa !spaţiul curent" s se e#primă cu relaţia$

( )β α coscos"! %% ⋅+⋅−−+= L Re L R s !1.1"

unde$ R este raza manivelei& L ' lungimea bielei& e ' deza#area a#ei gida(elor faţă dea#a de rotaţie& β - ungiul de poziţie a bielei.

)e fac următoarele notaţii$

L

R=λ - coeficientul de bielă&

R

e K = - e#centricitatea relativă.

Cu aceste notaţii se calculează$

β α sinsin ⋅=⋅+ L Re ,

de unde$ α β sinsin ⋅+⋅= L R

L R

Re

sau$"sin!sin α λ β ⋅+⋅= K !1.%"

11

*ig. 1.1. )cema mecanismului bielă-manivelă utilizat la presele

mecanice



( ) %

%%

sin%

sin + 1cos α λ

β β +≈= K !1."

( )

"!%

1"!

%

%

%%

L R

e L R

L R

e L R

e L R

+−+≅

≅

+−⋅+=

=−+

!1."

Înlocuind în ecuaţia !1.1" cu valorile din !1." şi !1." se obţine$

( )

+⋅+⋅⋅+−+−⋅="1!%

sin%cos1-

cos1%%

λ λ α λ α λ α K k R s !1."

În figura 1. este prezentată, pentru cazul general, diagramacursei în funcţie de ungiul α .

Cazuri particulare$ pentru e ≠ / !a#a gida(elor nu coincide cu a#a de rotaţie"

/=α spaţiul minim va fi$λ

λ

+⋅

=1!%

%% K s &

/≠α spaţiul ma#im parcurs va fi$ ( )

++= %

%%

1-1% λ

λ K

R s & pentru e 0 / !culisorul se deplasează după a#a ce trece prin /"

/=α spaţiul minim va fi$ /= s &/≠α spaţiul ma#im parcurs va fi$ R s %= &

Pentru coeficientul de bielă, în literatura de specialitate, se

recomandă ca acesta să fie cuprins între4

1 λ

20

1≤≤ , iar pentru

e#centricitatea relativă K se pot adopta valorile K 0 / ÷ 1,, dar serecomandă K 0 / ÷ ±/,. eza#area e este pozitivă dacă a#a de rotaţieeste situată în faţa gida(elor, în sensul de rotaţie a manivelei.

2iteza de deplasare a culisorului se determină prin derivareae#presiei spaţiului !1." obţin3ndu-se, pentru cazul general$

⋅⋅++−= α λ α

λ α ω cos%sin

%sin K Rv !1.4"

unde ω este viteza ungiulară a arborelui.

1"



*ig. 1.%. iagrama spaţiului parcurs de culisor

*ig. 1.. iagrama vitezei culisorului

În figura 1. se prezintă diagrama vitezei în funcţie de ungiul α .Pentru α 0 /, λ ω ⋅⋅⋅−= K Rv , deci este diferită de /, ca urmare a

deza#ării a#ei gida(elor faţă de a#a de rotaţie.Pentru mecanisme nedeplasate, la care e = K = /, e#presia vitezei

va fi$

+−= α

λ α ω %sin

%sin Rv !1.5"

6#presia acceleraţiei se obţine deriv3nd relaţia vitezei în raport cutimpul$

1#



( )α sin K λcos2ααcos Rωdt

dva 2 λ −+−== , !1.7"

iar pentru mecanisme nedeplasate !e = /" este$

( ) λcos2ααcos Rω

dt

dva

2 +−=

== !1.8"

2ariaţia acceleraţiei culisorului în timpul unei curse duble se prezintă în figura 1..

1.". Calcll $%r&el%r 'in mecanisml (ielă)mani!elă

a" Forţele din mecanismul bielămanivelă cu ne!li"area #recării

*orţa de deformare !fig. 1.", care acţionează în articulaţia bieleicu culisorul, se descompune în două componente$ componenta F b caresolicită a#ial biela şi componenta F n care acţionează asupra gida(elor

presei. În articulaţia bielei cu manivela, forţa F b se descompune încomponenta tangenţială F t , care dă momentul rezistent şi componentaradială F R , care va acţiona asupra reazemelor arborelui principal. infigura 1.4 se pot determina$

β cos

d b

F F = !1.1/"

1*

*ig. 1.. 9cceleraţia culisorului în timpul unei curse duble



β α sinsin ber =+

( )k b

r

r

e

b

e

b

r

+=⋅+

=+=

α λ α λ

α β

sinsin

sinsin !1.11"

( )

( ) %%

%%

sin%

1

sin1cos

k

k

+−

≅+−=

α λ

α λ β

( ) %

%

sin%

1 k

F F d

b

+−=

α λ !1.1%"

( )

( ) %%

sin%

1

sin

k

k F F

t! F F

d n

d n

+−

+==

α λ

α λ β

!1.1"

:ecanismul cu e#centric estefavorabil din punct de vedere al

presiunii pe gida(e dacă k estenegativ după cum rezultă din relaţia!1.1". *orţa radială şi forţatangenţială se calculează cu relaţiile$

( ) ( )

( )

+−

+−=+=

%%

sin%

1

sinsincoscos

k

k F F F d b R

α λ

α λ α α β α !1.1"

( ) ( )

( )

( )

+−

++=

=⋅+=+=

k

k F

t! F F F

d

d bt

α λ

α λ α α

β α α β α

sin%

1

sincossin

cossinsin

%

!1.1"

1+

*ig. 1.. *orţele în mecanismul bielă-manivelă fară luarea în considerare a

frecărilor



:omentul rezistent, care este un moment ideal pentru că nu se iauîn considerare frecările, se calculează în funcţie de forţa tangenţială F t şide braţul acesteia, astfel$

( )

( )

+−

++⋅⋅=⋅=

%%

sin%

1

sincossin

k

k R F R F $ d t t

α λ

α λ α α !1.14"

;elaţia anterioară poate fi demonstrată şi aplic3nd principiuldeplasărilor virtuale$

++=⋅=⋅==

⋅=⋅

α λ α λ

α ω

ω

ω α α

α

cos%sin%

sin1

k r

F v F d

dt

dt

ds F

d

ds F $

d $ ds F

d d d d t

t d

!1.

15"

++⋅⋅= α λ α

λ α cos%sin

%sin k R F $ d t

b" Forţele din mecanismul bielă

manivelă cu introducerea #recărilor din

articulaţii

Componenta F b nu mai aredirecţia bielei şi este tangentă la celedouă cercuri de frecare corespunzătoarelagărelor de articulaţie ! % şi &" ale celor

două capete ale bielei !fig. 1.4". F n este deviată faţă de direcţia

normală la gida(e cu ungiul ' numitungi de frecare. ;azele cercurilor defrecare sunt$ ρ / 0 µ R/& ρ 9 0 µ R9& ρ <0 µ R<, unde R0, R % şi R & sunt razelegeometrice ale fusurilor de reazem alearborelui principal respectiv, alearticulaţiilor superioară şi inferioară ale

bielei.=ngiul dintre a#a bielei şi

tangenta comună la cercurile de frecareeste (. În acest caz se poate scrie$

1,

*ig. 1.4. *orţele în mecanismul bielă-manivelă cu luarea în

considerare a frecărilor



( )

( )

L

R R

R R L L L

R L

R L

& %

& %

& %

+=

+==+

⋅=

⋅=

µ γ

γ

µ γ

µ

γ

µ

sin

sin

sin

&

sin

%1

%1

!1.17"

>a descompunerea forţei F d se aplică teorema sinusurilor$

( ) ( )[ ] ( )γ β ϕ γ β ϕ +=

++−=

+ sin8/sin8/sin

nd b F F F !1.18"

in care$

( )

( ) ( )ϕ γ β

ϕ

ϕ γ β

ϕ

++=

+++

=cos

cos

cos

8/sind d b F F F !1.%/"

)e dezvoltă funcţia cosinus$

( ) ( ) ( )

( ) ( ) ϕ β γ γ β ϕ γ β γ β

ϕ γ β ϕ γ β ϕ γ β

sincossincossincossinsincoscos

sinsincoscoscos

+−−==+−+=++

!1.%1"

şi se fac apro#imările$

1cos&sin&

1&11cos

≅≅=

≅+

≅→≅

ϕ µ ϕ µ ϕ

µ γ

t!

L

R R & %

!1.%%"

)e fac înlocuirile în relaţia !1.%/" cu valorile din !1.%1" şi !1.%%"obţin3ndu-se$

L

R R

L

R R F F

& % & %

d b +−⋅⋅⋅

++−

=%

sin11

1

µ α µ λ !1.%"

*orţa din gida(e se poate e#prima prin relaţia$

1-



( )

( )

( )

( ) ( )

( )( )

( )( )

( )

+

++⋅=

=+−

+=

+−+

=

=+−++

=+++

=

L

R Rk F

t!

t! F

t!

t! F

F F F

& %

d

d d

d d n

µ α λ

γ β µ

γ β

ϕ γ β ϕ

γ β

ϕ γ β ϕ γ β

γ β

ϕ γ β

γ β

sin

1sincos

sinsincoscos

sin

cos

sin

!1.%"

*orţa din bielă dă naştere unui moment de torsiune care solicităarborele principal, e#presia acestuia fiind$

( )[ ]γ β α µ ++⋅+⋅= sin R R F $ %bt !1.%"

( ) ( ) ( )

( ) ( )

( ) ( )

( ) ( )

( ) K L

R R

L

R R

K

K L

R R K

L

R R K K

& % & %

& %

& %

++⋅⋅−+⋅

+⋅⋅++=

=

+−

+++⋅+

+

++⋅−+−=

=++−=

=+++=++

α α µ λ α µ

α λ α λ

α

α λ

µ α λ α

µ α λ α λ

α

α γ β γ β γ β γ β α

α γ β γ β α γ β α

sinsincos

cos%sin%

sin

sin%

1sincos

sinsin%

1sin

cossincoscossinsinsincoscossin

cossincossinsin

%%

%%

!1.%4"

În e#presia !1.%4" se fac următoarele notaţii$

t m K =⋅⋅++ α λ α

λ α cos%sin

%sin !1.%5"

( ) µ α α µ λ α µ m K L

R R

L

R R & % & % =+

+⋅⋅−

+⋅ sinsincos !1.%7"

unde$ mt este braţul cuplului de torsiune datorat mecanismului bielă-

manivelă& m µ braţul cuplului de torsiune datorat frecărilor din articulaţii.

Cu aceste notaţii momentul de torsiune este dat de e#presia$

1



µ µ mm R R F $ t %bt ++⋅= !1.%8"

acă se introduce şi frecarea din arborele cotit se adaugă un cuplurezistent suplimentar$

/%/%/1/1 R ) R ) $ # ⋅⋅+⋅⋅= µ µ !1./"

unde$ ) /1, ) /% sunt reacţiunile din cele două lagăre ale arborelui principal& R/1, R/% ' razele din cele două lagăre.

În acest caz momentul de torsiune total este$

( )

⋅+⋅++⋅+⋅=+= /%

/%

/1

/1 R )

) R

)

) mm R R F $ $ $

bb

t %b # t tot µ µ µ µ !1.1"

Pentru valori uzuale forţa din bielă d bd F 1*+ F F 1*, ⋅<<⋅ . Înlimitele unei erori de ÷4 ?, F b poate fi înlocuită cu F d .

În timpul funcţionării presei, variază pe de o parte ) d , iar pe dealtă parte variază ungiul @. Pentru curse de lucru importante calcululforţelor şi cuplului de torsiune trebuie făcut în c3teva puncte ale cursei delucru. acă mărimea cursei este redusă, c3nd ungiul de lucru este sub/A poate fi acceptată ca cea mai defavorabilă situaţia c3nd se atingeforţa ma#imă.

În timpul funcţionării presei mărimile mt şi m - variază în funcţie

de ungiul de lucru şi de operaţia realizată . În consecinţă forţa dedeformare şi momentul de torsiune variază după anumite curbe. 9cesteatrebuie să fie comparate cu diagramele de sarcină date în documentaţiatenică a maşinii. Bndiferent de tipul operaţiei nu trebuie să se depăşeascăcapacitatea dinamică a maşinii, F d ≤ F dma. şi ma#t tot $ $ ≤ . În caz contrar se poate distruge presa.

Pentru presele cu o cinematică comple#ă se recomandă folosireaunor metode grafice sau grafo-analitice deoarece calculele analitice suntcomple#e.

&locarea mecanismului bielămanivelă

În e#ploatarea presei blocarea poate apare din cauza unei energii

insuficiente la volant sau a desprinderii accidentale a legăturii cinematicedintre elementele lanţului cinematic principal. :ecanismul seînţepeneşte, se creează tensiuni în elementele lanţului cinematic principaldatorită faptului că lucrul mecanic consumat de forţele de frecare estesuperior lucrului mecanic dezvoltat de mecanismul bielă manivelă.

1/



:omentul de torsiune total dat de relaţia !1.1" se poate scrie subforma$

+++

+⋅+

+

++⋅⋅=

/%

/%

/1

/1cos

cos%sin%

sin

R F

) R

F

) R

L

R R R

K R F $

bb

a

ba

btot

α µ

α λ α λ

α

!1.%"

)e fac notaţiile$

α α λ α λ

α t b $ K R F =

⋅⋅++⋅⋅ cos%sin

%sin !1."

µ α µ t

bb

aba

b $ R F ) R

F ) R

L R R R F =

++++⋅⋅⋅ /%

/%/1

/1cos !1."

eci, se poate scrie$ µ α t t tot $ $ $ += !1."

<locarea are loc dacă$

µ α µ α α α t t t t $ $ d $ d $ <→⋅<⋅ !1.4"

<locarea are loc pentru ungiuri mici. În acest caz se

apro#imează$ %1sin1cos&%%sin&sin

%

% α

α α α α α α −=−=≅≅ .Cu aceste substituţii, din relaţia !1.4" se obţine ecuaţia ungiului

limită la care are loc fenomenul de înţepenire$

( ) /1%

/%

/%

/1

/1% <

+++

+−++

+ R

F

) R

F

) R

L

R R R R

L

R Rr

bb

ababa µ α λ α µ !1.5"

pentru care se calculează ∆$

( ) /%

-1 /%

/%

/1

/1%%% >

+++

++++=∆ R

F

) R

F

) R

L

R R R

L

R R R R

bb

a

baba µ λ

!1.7"

6cuaţia !1.5" are ca soluţii$

"0



( )

L R R R

R

ba +⋅

∆±+−=

µ

λ α

1%,1

!1.8"

=ngiul de înţepenire va fi cuprins în intervalul α 1, α %D.eoarece α 1 E / şi α % F / rezultă că , pentru a învinge momentul forţelor de înţepenire, este necesar să se aplice mecanismului bielă-manivelă unmoment activ suplimentar înainte şi după poziţia de / !α 0 /" amanivelei.

1.#. Pr%iectarea scemei cinematicePresele mecanice cu simplă acţiune sunt prevăzute cu un singur

culisor care poate e#ecuta prelucrări cu bătaie unică !regim individual"sau cu regim autonom !cu bătaie repetată".

6le pot fi clasificate în rapide, normale şi lente.)tructura cinematică a acestor prese este determinată prin

caracteristicile de lucru pe care trebuie să le asigure.intre caracteristicile tenice prevăzute a fi asigurate, o influenţă

deosebită asupra structurii lor cinematice, o au$ numărul de curse duble pe minut e#ecutate de culisor, forţa de deformare, ungiul de lucru

nominal şi suprafaţa activă a mesei. Gumărul de curse duble pe minut ale culisorului determinăvalorile raportului total de transmitere posibil între arborele principal şimotorul de acţionare e#primat prin relaţia$

...21

n

a/

ii

n

ni ⋅== !1./"

în care$ na/ este numărul de curse duble pe minut cerute de condiţiiletenologice prevăzute pentru lucru& nn - turaţia motorului de acţionare& i1,i% - rapoartele de transmitere ale mecanismelor elementare cuprinse înansamblul cinematic.

În figurile 1.7 şi 1.8 sunt prezentate cele mai frecvente scemecinematice utilizate la presele cu o singură treaptă de transmitere şi cuarborele principal perpendicular !a" sau paralel !b" cu faţa frontală.

"1



*ig. 1.5. )cema cinematică a preselor mecanice cu simplă acţiune cu arborele principal perpendicular pe faţa frontală$

a" cu transmisie prin curele& b" cu transmisie pe roţi dinţate& 1 - motor deantrenare& % - curele de transmisie& - volant& - cupla(& - arborele principal !cu

e#centric sau manivelă"& 4 - bucşă e#centrică& 5 - bielă& 7 - culisor& 8 - fr3nă

""



a b*ig. 1.7. )cema cinematică a preselor mecanice cu arborele principal în lungul feţeifrontale$

a" cu o treaptă de reducere& b" cu două trepte de reducere& 1 - motor de antrenare& % - curelede transmisie& - volant& - cupla(& - arborele cotit& 4 - bucşă e#centrică& 5 - bielă& 7 -

culisor& 8 ' fr3nă

a b

*ig. 1.8. )ceme cinematice ale preselor cu două manivelea cu un singur arbore paralel cu faţa presei& b cu doi arbori perpendiculari pe faţa presei

9cestea se adoptă pentru rapoarte de transmitere mici, forţe nominalenu prea mari, în cazul unor ungiuri nominale ale manivelei relativ mici, precum şi în cazul în care suprafaţa activă a berbecului nu este prea mare.

Presele destinate e#ecutării operaţiilor care necesită forţe mari dedeformare sunt ecipate cu culisoare antrenate prin două sau patru manivele.În varianta cu două manivele, acestea pot fi acţionate printr-un singur arbore!fig. 1.1/, a" paralel cu faţa frontală sau prin arbori diferiţi !fig. 1.1/, b" perpendiculari pe faţa frontală. >a presele moderne predomină soluţiacu arbori perpendiculari pe faţa frontală deoarece asigură construcţiei origiditate mai mare.

)cemele cinematică ale preselor cu două manivele, care asigurăcurse mici, au în lanţul cinematic principal două sau trei trepte de reducere.În cazul acestor construcţii !fig. 1.1/, b" arborii principali se rotesc în sensuri

"#



opuse astfel înc3t componentele orizontale ale forţelor din articulaţiile delegătură a bielelor % cu culisorul se anulează.)cemele cinematice ale preselor cu manivelă pot fi stabilite raţional

pe baza datelor de proiectare dacă se iau în considerare factorii de influenţădeterminaţi de condiţiile tenice impuse şi particularităţile funcţionale şi deîncărcare a mecanismelor din ansamblul lanţului cinematic.

În general datele de proiectare prevăzute la această categorie de preseau în vedere$

- −ma# 1 F forţa de deformare ma#imă&- −cn numărul de curse duble pe minut ale culisorului&- − cursa culisorului&

- −1 cursa de lucru a culisorului&- −nα ungiul de manivelă nominal !de la care se poate aplica,

forţa de deformare ma#imă"&- & . % suprafaţa mesei ! % fiind dimensiunea frontală, & -

dimensiunea transversală.eterminarea scemei cinematice pe baza datelor precizate permit o

diversitate de soluţii fără a e#ista clare elemente de comparaţie evidente pentru alegerea unei variante care să satisfacă în cele mai bune condiţiidiferite aspecte funcţionale şi de comportare în e#ploatare.

9stfel de e#emplu funcţie de numărul de curse duble ale culisorului,în cazul motoarelor uzuale şi anume, motoare asincrone, raportul detransmitere poate avea valorile$

/11 n

ni c = pentru un electromotor cu o perece de poli care are turaţia

.minH%77//1 rot n =

/%

% n

ni c = pentru motor electric cu % pereci de poli la care turaţia

min&H1--//% rot n =

/

n

ni c = pentru motor electric cu pereci de poli la care turaţia

min&H84//

rot n

=

"*



/-- n

ni c = pentru cazul motoarelor cu pereci de poli la care turaţia

min&H5%//- rot n =

/

n

ni c = pentru motor electric cu pereci de poli av3nd turaţia

.minH54/ rot n =

În cazul preselor rapide av3nd un număr mare de curse duble peminut alegerea raportului se simplifică deoarece, lu3nd în considerarelimitele rapoartelor de demultiplicare recomandate pentru diferite tipuri detransmisii folosite în sistemul cinematic al preselor, utilizarea motoarelor cu

turaţii reduse se e#clude.9stfel de e#emplu, pentru prese la care numărul curselor duble estecuprins în domeniul, %// curse dubleHmin ≥≥ cn 1%/ curse dubleHmin,rapoartele de transfer posibile sunt$

&-,1-

1...

%-

1

%77/

...%//1%/1 rd c0 iii ⋅===

c0 ii ===5,%

1 ...

1%

1

1--/

%//...1%/%

c0 ii ===-,7

1 ...

7

1

84/

%//...1%/

unde$1%

1≥

c

i reprezintă raportul de transmitere admis de un mecanism cu

curele&

4

1 ...

-

1≥

rd i reprezintă raportul de transmitere al mecanismelor cu

roţi dinţate.)e constată că în cazul luat în considerare pentru utilizarea motorului

cu turaţia n/1 0 %77/ rotHmin se impune folosirea a două trepte de transmitere!fig. 1.8, b", iar dacă se adoptă motoarele cu turaţiile n/% 0 1/ rotHmin şi n/

0 84/ rotHmin, este suficient un singur mecanism de transfer !fig. 1.8, a".

În consecinţă dintre cele trei variante, ultimele două sunt relativ

ecivalente în privinţa structurii cinematice, dar între acestea se recomandăutilizarea sistemului av3nd ca motor de acţionare pe acela cu turaţia n/% 01/ rot.Hmin, deoarece funcţionarea sistemului se realizează cu randament

"+



energetic superior, randamentul acestuia fiind superior celui cu turaţia n/ 084/ rotHmin la putere egală.Pentru a putea realiza însă opţiunea variantei cinematice este necesar

să se ia în considerare şi celelalte date de proiectare Între acestea pe primulloc se va situa ungiul nominal ,nα la care este admisă aplicarea forţei dedesfăşurare ma#imă.

În acest scop se impune a lua în considerare e#presia momentului detorsiune la arborele principal al presei$

⋅+++

++

+

+⋅=

/%/%

/1/1

ma#ma#

ma#cos%sin

%sin

r F

F r

F

F R

L

R R R R F $

%

n & %

nn t

µ

α µ α λ

α

!1.1"

în carema# 1 F - reprezintă forţa de deformare ma#imă&

nα - ungiul de manivelă nominal&

L

R=λ ! L fiind lungimea bilei"&

% R - raza manetonului&

& R - raza aleza(ului de legătură a bielei la culisor&

02 F * F /1 - reacţiunile din lagăre&/%/1 r ,r - razele fusurilor arborelui principal.

2ariaţia momentului de torsiune pentru diferite valori limită aleungiului nα , în condiţiile aceleaşi forţe de deformare ma#imă şi aceleaşiraze cinematice este redată de diagrama reprezentată în figura 1.1/.)econstată că la valori ale ungiului nominal /1=nα , cuplu creşte de la o

valoare-

ma# R F

$

t

⋅≅ la

R F $

t %

ma#⋅

≅ pentru //=nα .

",



*ig. 1.1/. 2ariaţia momentului de torsiune în funcţie de ungiul α

Pentru a realiza o încărcare mai raţională a ansamblului sistemuluicinematic în cazul ungiurilor nominale /

1>nα , se recomandă înconsecinţă antrenarea arborelui principal de la ambele capete !fig. 1.11".

"-

*ig. 1.1%. 2ariante de sceme cinematice pentru momente şi cursede lucru mari



În aceste cazuri rezultă că varianta cinematică optimă este cu unmotor de acţionare cu două trepte de transmitere mecanică care are avanta(ulunei distribuţii mai uniforme a sarcinii şi un bilanţ energetic superior.

acă influenţa momentului de torsiune asupra încărcării arborelui

principal este mare datorită ungiului /1>nα şi a unor curse de lucru mari

care determină utilizarea la mecanismul principal a unor valori ridicate alerazei cinematice ( )%H R = , se va folosi una din variantele reprezentate înfigura 1.1, pentru care momentul de torsiune se reduce la valoarea$

( )u t mm F r F $ +<<⋅= α µ

ma#ma# / !1.%"

în care$

+= nn Rm α

λ α α %sin

%sin

+++

+= %

/%

1

1

ma#ma#

cos o

o

o

%n

& % r F

F r

F

F R

L

R R Rm α µ µ &

"

*ig. 1.11. 9ntrenareaarborelui principal de la

ambele capete



1,/.../4,/=

µ - coeficientul de frecare&/

r - raza lagărului în care se roteşte ansamblul manivelei.Bnegalitatea de mai sus poate fi scrisă şi sub forma$

µ α µ mmr +<</

şi devine evidentă dacă /r R > , pentru orice /1>nα , deoarece

-

1sin >nα .

În aceste condiţii se recomandă ca transmiterea momentului detorsiune să se realizeze prin două transmisii în paralel, acţionarea arborelui principal efectu3ndu-se la ambele capete. 9ceastă condiţie determinăalegerea unei soluţii cinematice de transmisie în două trepte !fig. 1.1".

;educerea momentului de torsiune la nivelul arborelui principal se

realizează şi prin utilizarea arborilor drepţi cu e#centric montat liber pearbore sau în cazul utilizării unei antrenări directe a e#centricului, montat fi# pe arbore.

9naliza scemelor cinematice funcţie de suprafaţa mesei necesităcompararea lungimii arborilor cu dimensiunile acesteia. În acest scop,

funcţie de valoareama#/ F K d = , se determină condiţiile$

/d % ≅ - arbore cotit cu un maneton orientat frontal&

/d % ≅ - arbore cu e#centric orientat frontal&( ) /8...7 d % ≅ - arbore cotit cu două manetoane orientate frontal&( ) /4... d % ≅ - arbore cu două e#centrice orientate frontal.

acă este satisfăcută condiţia d R % 4% +> , se pot folosi doi arbori paraleli cu unul sau două manetoane în funcţie de relaţiile$

/d & ≅ - pentru arbori cotiţi cu un maneton&

/d & ≅ - pentru arbori cu e#centric&( ) /8...7 d & ≅ - pentru arbori cotiţi cu două manetoane&( ) /4... d & ≅ - pentru arbori cotiţi cu două e#centrice.

;ezultă în consecinţă pentru scema cinematică, cerinţa de acţionaresimultană a celor doi arbori, presa fiind cu două sau patru biele !fig. 1.1/".

acă se consideră necesar ca direcţia arborilor să se orienteze frontal,condiţiile de mai sus devin$ d R & 4% +> , asociată cu relaţiile

corespunzătoare dintre dimensiunea % şi d 0 .

"/



În ceea ce priveşte alegerea rapoartelor de transmitere se constată căsoluţia optimă se obţine dacă cupla(ul este plasat c3t mai aproape de arborele principal, astfel înc3t energia consumată la cuplare să fie minimă.

Pentru acest mod de funcţionare al presei este necesar să se analizezefuncţie de tipul cupla(ului condiţiile$

( )

+

−=

∆

r

r

/

m

m

k

3

3

%

1

%

1

1

pentru cupla( cu două rotitoare& !1."

# 4 4

a

k k L $ 5

$ +⋅+⋅

=⋅ α ω

α %

%

, pentru cupla(e cu fricţiune& !1."

unde$ 3 ∆ - reprezintă energia consumată la cuplare& 3 - energia sistemului conducător& 1r m - masa redusă la arborele cupla(ului pentru sistemul

conducător& %r m - masa redusă la arborele cupla(ului a sistemului condus& k $ - momentul activ al cupla(ului& k α - ungiul de cuplare&

%

%ω ⋅a 5 - energia cinetică acumulată de sistemul condus&

4 $ - momentul rezistent al sistemului condus&

4 α - ungiul cu care s-a rotit sistemul condus& # L - lucrul mecanic consumat prin frecare.

În condiţiile în care se face abstracţie de lucrul mecanic dezvoltat demotor în timpul cuplării consider3nd că aceasta ecilibrează doar momentelede frecare din sistem, relaţia de mai sus permite să se scrie egalitatea$

⋅

⋅⋅

⋅−

⋅⋅=

⋅⋅

−=

∑k

k

ii

k a

k

k

#

5

r 6

5 5

$ $

$ L

α δ ω

µ

α ω ω

β

β β

%

/

%%

1%% !1."

din care rezultă gradul de neregularitate determinat de sistemul volant de

cuplarea mecanismului condus al presei sub forma$

#0



%%

%1

k k

k

#

k

oii

5

L

5

r 6

ω α

ω

µ δ ⋅

⋅

⋅−

⋅= ∑!1.4"

unde$ 4 5 - reprezintă momentul de inerţie al elementelor conduse redus laarborele cupla(ului&

k 5 - momentul de inerţie al ansamblului conducător redus laarborele cupla(ului&

i6 - forţele de greutate ale elementele sistemului condus&

oir - razele fusurilor arborilor elementelor conduse.

9naliz3nd relaţiile 1., 1., 1. şi 1.4 se constată că energiaconsumată la cuplare se reduce dacă raportul maselor reduse sau almomentelor de inerţie reduse ale sistemului condus şi conducător scade.

În acest scop se impune ca între cupla( şi arborele principal să e#istec3t mai puţine elemente posibil, masa acestora să fie minimă, iar raportul detransmitere să fie la limita de demultiplicare admisă. Partea din lanţulcinematic formată de motorul de acţionare şi transmisiile p3nă la cupla(!inclusiv volantul" se recomandă a avea turaţii c3t mai mari, admise lalimitele rapoartelor de transmitere recomandate pentru mecanismele folosite.

1.*. Calcll 2i pr%iectarea ar(%ril%r principali

9rborele principal al unei prese cu manivelă poate fi$ cotit cu unmaneton !fig. 1.1%, a", cu e#centric !fig. 1.1%, b", cotit cu două manetoane.

Iona de antrenare poate fi plasată la unul din capete, la ambele saucentral. 9ntrenarea bilaterală se foloseşte la presele care dezvoltă forţe maride deformare în vederea simetrizării încărcării la torsiune. 9samblarea cu biela poate fi la un capăt al arborelui sau central.

Predimensionarea elementelor constructive ale arborilor se face în

funcţie de diametrul fusului din lagăre. 9cesta se determină cu următoarelerelaţii$

#1



ma#/ -,1 d ) d = cmD - pentru arbori cu o manivelă sau două utilizaţi la prese cu simplă sau dublă acţiune av3nd forţanominală ) dma.≤ %// tf&

4/17,1 ma#/ += d ) d cmD ' pentru arbori cu una sau două manivele folosiţila prese cu forţa nominală ) dma. F %// tf&

18,/ ma#/ += d ) d cmD - pentru prese mecanice cu două manivele, dacăforţa ) dma. F 14/ tf&

1/45,/ ma#/ += d ) d cmD ' pentru arbori principali ai preselor deambutisat.

În relaţiile anterioare, forţa nominală se introduce în tf, iar rezultatulse obţine în cm. Pe baza valorilor obţinute pentru diametrul fusului sedetermină celelalte dimensiuni ale arborelui, corespunzător notaţiilor dinfigura 1.1. În acest scop se folosesc relaţiile din tabelul 1.%.

Calculele de verificare au în vedere faptul că arborii principali de la prese sunt supuşi la solicitări compuse de încovoiere datorită forţei principale din bielă şi la torsiune determinată de momentul transmis de lavolant la arbore pentru realizarea cursei de deformare.

Pe baza dimensiunilor rezultate din predimensionare se stabileştescema de încărcare ca în figura 1.1, pentru verificare parcurg3ndu-se

următoarele etape$

#"



abelul 172

3imensineaAr(%rele

C n manet%n C e4centric C '%ă manet%aned % 1, d 0 1,4 d 0 1, d 0

l 0 % d 0 1,7 d 0 1,8 d 0l k %,7 d 0 - %, d 0l m 1, d 0 /,8 d 0 1, d 0l 1 1,5 d 0 - 1,4 d 0r /,/7 d 0 /,1 d 0 /,/7 d 0

- se descompune forţa din bielă în forţele de reacţiune din lagăre,

consider3nd aceste forţe concentrate pe fusuri şi manetoane !fig.1.1"&

- se determină reacţiunile în cele două plane&- se trasează diagramele de momente încovoietor şi de torsiune&- se calculează eforturile unitare de încovoiere, torsiune şi

forfecare, precum şi cel ecivalent care se compară cu celadmisibil$

##

*ig. 1.1. *orme constructive de arbori principali



/

/

/

/

ma#5,1

14&

%,/&

1,/ d 8

d 8

d $

d $ t i

i⋅=

⋅⋅===

π σ τ σ !1.4"

- deoarece F d încarcă arborele cotit după un ciclu pulsator, principala verificare trebuie făcută la oboseală.

Coeficienţii de siguranţă în aceste condiţii de solicitare vor fi$

mama

k

k

τ ψ εβ

τ

τ

σ ψ εβ

σ

σ

τ τ

τ

σ σ

σ

+=

+= −− 11 &

, !1.5"

unde$ σ a* τ a reprezintă amplitudinea ciclului de variaţie a tensiunii pentrusolicitarea de încovoiere, respectiv torsiune& σ 1* τ 1 ' rezistenţele la obosealăla solicitarea de încovoiere, respectiv răsucire pentru ciclul alternativsimetric& k σ * k τ - coeficienţi efectivi de concentrare a tensiunilor& ε factorulde formă& β - coeficient de stare a suprafeţei.

#*

*ig. 1.1. )cema de încărcare a arborilor principali



Coeficientul de siguranţă global se calculează cu relaţia$

%%

τ σ

τ σ

+= . !1.7"

9cest coeficient se stabileşte ţin3nd cont că arborele este supus uneiîncărcări pulsatorii şi are valori cuprinse între 1, şi 1,4 pentru preseuniversale şi între 1,5 şi % pentru prese automate.

)e recomandă să se facă o verificare a arborelui şi în situaţiaînţepenirii berbecului. )e mai recomandă şi o verificare a arborelui laforfecare în special în zona de racordare a fusului cu restul arborelui.

>a calculul arborelui principal se va avea în vedere şi deformaţia saelastică întruc3t aceasta influenţează rigiditatea totală a presei, precum şifuncţionarea organelor de maşină montate pe el !roţi, volanţi, cupla(".)ăgeata arborelui, în dreptul unei roţi dinţate nu trebuie să depăşeascăvaloarea 9 = !/,/1÷/,/" m !m fiind modulul danturii roţii" şi 9 ≤ /,/// l îndreptul volantului !unde l este distanţa între reazemele arborelui. >a arboriicu lungime mare se recomandă verificarea ungiului de torsiune elastică pentru ca acesta să nu depăşească valoarea de /°/J pentru un m lungime.

)emifabricatul pentru arborele principal se e#ecută din K>C pentru arborii mai puţin solicitaţi sau în cazul unor solicitări mai puternicese folosesc oţelurile aliate cum ar fi / Cr 1/ sau 1 CrGi 1%. e regulă

arborii preselor mecanice se obţin prin for(are ceea ce le conferăcaracteristici mecanice superioare. Prelucrarea prin aşciere trebuie săasigure condiţiile de rugozitate în zonele de asamblare cu lagărele şi biela.Pentru mărirea duratei de viaţă se recomandă o ecruisare a straturilor superficiale şi un tratament termic de îmbunătăţire.

1.+. Calcll 2i pr%iectarea (ielei

<iela este solicitată de forţa de deformare şi de forţele de frecare din

gida(e şi articulaţii.)arcina preluată de fiecare bielă depinde de numărul bielelor folosite pentru acţionarea culisorului$

#+



→≅ d b F F cu o manivelă&( ) →= d b F F 5,/...4,/ cu două manivele&( ) →= d b F F ,/...-,/ cu patru manivele.

2alorile forţelor cu care se verifică sunt ma(orate cu aceşticoeficienţi. >egătura la culisor poate fi sferică sau cilindrică. 9ceasta severifică la presiunea de contact$

→

⋅

=%

-

b

b

d

F :

π pentru legătura sferică, !1.8"

→

⋅

=bb

b

l d

F : pentru legătură cilindrică F1//tf. !1./"

)e compară această valoare cu :ma. corespunzătoare materialului celmai slab utilizat în articulaţie.

Pentru verificarea corpului bielei se are în vedere faptul că direcţiaforţei din bielă este deza#ată solicitările fiind de compresiune şi deîncovoiere !fig. 1.14".

#,

*ig.1.1. )cema de solicitare a bielei în diferite variante constructive



2erificarea la flamba( se face numai dacă$

1//> ;

% L !1.1"

unde$ L este lungimea bielei& % este secţiune minimă& ; ' momentul deinerţie.

2erificarea se face cu relaţia$

;

% Lcr %,4/ −=σ , !1.%"

coeficientul de siguranţă la flamba( admis fiind$

-≥=e

cr σ σ !1."

)ecţiunea minimă se calculează cu relaţia$ % 0 !1,L1," F b <:7

Capătul bielei se verifică în secţiunea 1-1 !fig. %.14", fiindconsiderată o placă subţire curbă$

#-

*ig. 1.14. 2erificarea ociului bielei *ig. 1.15. Mipul filetuluişurubului de regla(



1%

1 1

11

11

1

1

1

1

L

L R

R

;

$

R

$ )

% =

iib ⋅+

⋅±

+=σ !1.8"

Pentru l . ≤≤/ $

⋅+

−⋅= .b

r r r ) $ babb .i

µ !1./"

unde . este distanţa de la secţiunea inferioară a bielei la secţiunea care severifică.

Pentru secţiunea 1 ' 1 . = b. 9tunci$

( ) 11111 14-,/ R F R F L R L F $ bbbib =⋅⋅−=−−⋅= µ µ !1.1"Pentru secţiunea % ' %$

%1%

%

%%

%%

%

%

%

%

/,/

1/

1

R F $ $

L

L R

R

;

$

R

$

%

bii

=

ii

−=

⋅+

⋅±

+=σ

!1.%"

9ceste eforturi se compară cu > a.Corpul bielei se verifică la oboseală calcul3ndu-se 4 σ . 9cesta se

compară cu 4 a = % sau mai mare.

ma

k

σ ψ εβ

σ

σ

σ σ

σ

⋅+= −1

!1."

unde$ ? > 0 /,/ dacă materialul bielei are conţinut redus de carbon&? > 0 /,1/ dacă materialul bielei are conţinut mediu de carbon&? > 0 /,1 dacă materialul bielei este din oţel aliat.

9rticulaţia bielei la culisor$• se verifică la presiunea de contact&• bolţul de legătură dintre bielă şi culisor se verifică la presiune de

contact şi la forfecare în două secţiuni.

#





*0*ig. 1.17. 2ariante constructive de bielelor folosite la presele mecanice cumanivelă



1.,. Calcll mecanismel%r 'e transmitere a mi2cării

:işcarea de rotaţie se transmite de la motorul electric la arborele principal printr-o transmisie cu curele şi 1÷ angrena(e cilindrice. )emicşorează astfel turaţia motorului electric n0 p3nă la turaţia arborelui principal ncd $

%1

/ iiiin

ni

cd

⋅⋅⋅== . !1."

*1

*ig. 1.18. Construcţia îmbinării

culisorului cu biela$1 - ti(ă cu cap sferic& % - corpul bielei& - culisor& - şurub de str3ngere&

- pană de fi#are& 4 - şurub de fi#are

*ig. 1.%/. :ecanism pentru reglarea

poziţiei culisorului$1 - ti(ă filetată& % - corpul bielei& - culisorul& - pinion& - roată

dinţată&



>anţul cinematic principal mai conţine şi un cupla(. Moate elementeleîn mişcare de rotaţie cuprinse între motorul electric !plus rotor" şi cupla( aurolul de volant. Celelalte elemente de la cupla( la bielă trebuie fr3nate în aşafel înc3t oprirea culisorului să se realizeze în P.:.). Pentru presele rapidemecanismul de transmitere a mişcării este constituit numai din transmisia prin curele cu un raport de transmitere ic 0 %÷5.

Pentru roţile dinţate raportul de transmitere total este sub 11÷1%, cazîn care se folosesc trei angrena(e.

1.,.1. Calcll transmisiei prin crele

Calculul transmisiei prin curele trapezoidale este standardizat prin)M9) 114-51. Calculul urmăreşte$ alegerea curelei trapezoidale, geometriatransmisiei prin curele trapezoidale, numărul de curele, forţa de întindereiniţială şi forţa de apăsare pe arborii transmisiei, determinarea durabilităţiicurelei precum şi proiectarea roţilor de curea.

În calcul se consideră cunoscute$ puterea de transmis ) / QRD, turaţiaroţii conducătoare n1 !identică cu turaţia motorului" şi raportul de transmitereic 7

)e aleg din )M9) diametrul 1 şi profilul curelei. Profilul se alege înfuncţie de turaţie şi putere cu a(utorul diagramelor din figura 1.%%.

)e calculeazăD$

♦ iametrul roţii conduse$

c12 i A 1 ⋅⋅−= !1."

unde S este alunecarea elastică, S 0 %?. 2aloarea obţinută se standardizează.♦ 2iteza periferică a roţii conducătoare considerată egală cu

viteza de deplasare a curelei$

=≤⋅

⋅⋅

= in!usteletra/e=oidacurele /entru sm

clasiceletra/e=oidacurele /entru sm

v

n 1

v admH./

H,/

1///4/

11π

. !1.4"

*"



acă nu se respectă viteza periferică admisibilă, atunci se alege ovaloare mai mică pentru diametrul roţii conducătoare.

*#



♦ istanţa între a#e %* dacă nu este impusă din condiţiigeometrice, se alege în intervalul de valori$

**

*ig. 1.%1. iagrame pentru alegerea curelelor trapezoidale

a" Curele trapezoidale clasice

b" Curele trapezoidale înguste



( ) /2 /11 % 0*B +⋅≤≤+⋅ %% !1.5"

♦ >ungimea primitivă a curelei$

( ) ( )

4%

2

C 2% L

2

1221

c

−+

++= mmD !1.7"

9ceastă lungime se standardizează la valoarea cea mai apropiată,recomandată de )M9). K dată aleasă lungimea standardizată, se recalculeazădistanţa dintre a#e, care rezultă din ecuaţia de gradul %$

( )[ ] ( ) /%7 %

1%%1

%% =−++−− % L % π !1.8"

♦ =ngiul dintre ramurile curelei$

2%

2arcsin

/1 /2 −=γ !1.4/"

♦ =ngiurile de înfăşurare a curelei pe roata conducătoare,respectiv condusă !în radiani"$

γ π β γ π β +=−= %1 & !1.41"♦ Calculul preliminar al numărului de curele$

0 D L

#

0 ) cc

) =

⋅⋅

⋅=

unde$ ) este puterea pe arborele roţii conducătoare4 # - coeficient de funcţionare !)M9) 114-51"&4 L ' coeficient de lungime !!)M9) 114-51"&4 D ' coeficientul de înfăşurare$

( )1 D D 1E00*00,1 −−=

D 1 fiind ungiul de înfăşurare pe roata conducătoare !în grade".

*+



Gumărul final de curele se determină astfel$

2

0

c

= = = !1.4%"

unde$ c% ' coeficient ce ţine de faptul că momentul de torsiune nu serepartizează uniform pe cele / curele.

Gumărul de curele c se ia între şi 4.Puterea transmisă de o curea se calculează cu formula$

vvc

bva )

2

1

e

10*0

10 ⋅

−−= −

!1.4"

unde$ v este viteza curelei şi a1, b1, c1, e sunt constante !)M9) 114-51".În funcţie de numărul de curele putem determina dimensiunilevolantului.

>ăţimea minimă a roţii de curea conducătoare !fig. 1.%" este$e = 2t & c ⋅+= !1.4"

*,

*ig. 1.%%. Teometria roţii de curea



1.,.". Calcll ar(%ril%r interme'iari

Pe arborele intermediar se află două angrena(e ' unul de intrare,celălalt de ieşire. )e determină forţele !radiale şi tangenţiale" şi se aleg două plane de calcul !U şi 2". )e calculează reacţiunile, momentul de încovoiereşi momentul de torsiune. Predimensionarea se face în funcţie de momentulde torsiune. )e verifică la$ solicitări compuse, la oboseală şi la deformare. )eimpune ca săgeata să fie în limitele m 9 ⋅÷= "/,/1,/! pentru zonele în carese află montate roţi dinţate de modul m şi l 9 ⋅= ///,/ pentru zona în careeste montat volantul !l fiind distanţa între lagăre". >a arborii cu lungimemare se verifică şi ungiul de răsucire, acesta să nu depăşească valoarea de

/,/° pentru lungimea de 1 m.

1.,.#. Calcll la5ărel%r

>agărele arborelui principal sunt de alunecare folosindu-serulmenţii numai la unele tipuri de prese rapide cu lungimea cursei scurtă.Pentru arborii intermediari se folosesc lagăre cu rulmenţi.

În cazul lagărelor de alunecare se face verificarea la presiunea decontact cu relaţia$

//

/

l d

) /

⋅= !1.4"

unde$ ) 0 reprezintă reacţiunea din lagăr& l 0 - lungimea fusului în lagăr& d 0 ' diametrul lagărului.

>agărele de alunecare se realizează din bronz cu staniu <z 1M, bronzcu plumb <zPb sau din alia(e ternare <z )n Pb.

În cazul lagărelor cu rulmenţi se determină sarcina ecivalentă dinlagăr pe baza căreia se alege capacitatea portantă a rulmentului făc3ndu-severificarea duratei de funcţionare.

1.,.*. Calcll transmisiei c r%&i 'in&ate

:ecanismele cu roţi dinţate sau angrena(ele sunt cele mai utilizate

transmisii mecanice.9ngrena(ul se defineşte ca fiind mecanismul format dintr-o perecede elemente profilate !danturate" numite roţi dinţate.

*-



9ngrenarea este procesul prin care două roţi dinţate îşi transmitreciproc mişcarea, prin acţiunea dinţilor aflaţi succesiv în contact.Mransmisiile prin roţi dinţate !angrena(e" sunt folosite pentru

transmiterea momentului şi a mişcării de rotaţie între doi arbori.;oţile dinţate utilizate în construcţia preselor din secţiile de for(ă, se

caracterizează prin solicitările puternice la care sunt supuse, ceea ce aducedupă sine şi creşterea dimensiunilor acestora. =ltimul aspect se poate datoraşi rapoartelor mari de transmisie pe care trebuie să le realizeze. 9ceste roţi pot avea module de m 0 1/.../ mmD, diametre ///.../// mmD şi masa p3nă la 1/// QgD.

atorită celor de mai sus roţile dinţate mari se e#ecută prin turnare

din oţeluri ca KM /-, KM - )M9) 4//-5 etc. antura acestor roţi see#ecută fie înclinată fie în 2.;oţile mai puţin solicitate sau cele de pe arborii intermediari, se

e#ecută din oţeluri de tipul K>C 4/ )M9) 77/-7/ sau similare. În cazuri bine (ustificate roţile pot fi e#ecutate şi din fontă. inţarea acestora este deregulă dreaptă.

;oţile dinţate din presele mecanice, sunt supuse unor solicităridinamice, rezultate din procesul de lucru realizat pe acestea. reptconsecinţă, dantura roţilor este supusă unei uzuri destul de puternice. 9cestfenomen este prezent mai ales la roţile de pe arborele principal. Pentru areduce uzura acestor roţi, se recomandă montarea liberă a lor pe arborele

principal, ceea ce implică şi montarea cupla(elor pe acestea.antura roţilor dinţate se calculează la încovoiere, la presiune decontact pe flancuri şi la oboseală.

9legerea rapoartelor de transmitere se face pe baza tabelului 1.. Gumărul de dinţi la pinion este cuprins între 1%-%.

antura roţilor dinţate folosite la presele mecanice este supusă lasolicitări dinamice datorate forţelor de deformare variabile în timpul cicluluide prelucrare.

)e face mai înt3i predimensionarea în ceea ce priveşte modulul m cua(utorul unor relaţii empirice în funcţie de diametrul arborelui d o !adopt3ndu-se o valoare standardizată" !tab. 1.". Înaintea efectuării calculelor de

rezistenţă se verifică viteza tangenţială, astfel ca aceasta să se încadreze între1 şi 4 mHs !tab.1.".

*



>a predimensionarea angrena(ului cilindric cu dinţi înclinaţi sedetermină distanţa dintre a#e a, modulul normal mn , ungiul de înclinare adanturii V , numerele de dinţi ale celor două roţi şi coeficienţii de deplasare adanturilor roţilor !în cazul roţilor cu dantură modificată".

*ig. 1.%. 6lementele geometrice ale roţilor cilindrice cu dinţi înclinaţi

*/



Se calclează rmăt%arele elemente 5e%metrice6#+78

-număr de dinţi$ 1!%"

- ungi de înclinare pe cilindrul de divizare$ V-

ungi de presiune pe cilindrul de divizare în plan normal$ @n0 %/o

- ungi de presiune pe cilindrul de divizare în plan frontal$ @ t- ungi de angrenare în plan frontal$ @ Wt

- modul normal$ mn

- pas normal$ pn 0X mn

- modul frontal$ mt 0 mnH cos V-

pas frontal$ pt 0X mt- coeficientul deplasării de profil$ # 1!%"

-înălţimea capului dintelui$ a1 % 0 mn!Y

/a Z # 1!%"" 00 mn ! 1 Z # 1!%""unde GH /a 0 1 - coeficientul înălţimii capului de referinţă !)M9)

7%% ' 7%"-

înălţimea piciorului dintelui$ f1,% 0 mn!Y/f - # 1!%"" 0

0 mn ! 1,% - # 1!%""unde GH / # 0 1,%- coeficientul înălţimii piciorului de referinţă

!)M9) 7%% ' 7%"

- înălţimea dintelui$ 0 a Z f 0 mn!Y/a Z Y/f " 0 %.% mn

-diametrul de divizare$ d1,% 0 mt z1!%" 0 mn z1!%"H cos V

-diametrul de cap$ da1!%" 0 d1,% Z %a1!%"

-diametrul de picior$ df1!%" 0 d1,% - %f1!%"

-diametrul de bază$ db1!%" 0 d1!%" cos@t

-diametrul de rostogolire$ dW1!%" 0 d1,% !cos@tH cos@Wt"

-lăţimea danturii roţii$ b% 0 a [a

e obicei se adoptă lăţimea dată de relaţia de mai sus pentru roată,iar pentru pinion se ia o lăţime puţin ma(orată !cu % O mm" pentru a compensa erorile de monta( a#ial.

-diametrul de divizare al roţii ecivalente$ dn1!%" 0

0 d1,%H cos %V-

numărul de dinţi ai roţii ecivalente !înlocuitoare"$ zn1 !%" 0 1!%"H cos

+0



Veri$icarea r%&il%r 'in&ate1. La strivirea /e #lancuri$

( ) t

n

ts $ ik

k $ ≥

±⋅

=1

%%ma#σ

Z pentru angrena( e#terior - pentru angrena( interior %. La /resiunea de contact $

( ) t

c

ac t/ $

ik

k $ ≥

+⋅

=1

%%σ

- pentru pinion

t

c

ac t/ $ k

k $ ≥

⋅=

%%σ

- pentru roată,7 La oboseală

t ii

tc $ c

k k $ ≥= −1

/

σ

:omentul de torsiune$ ...... %1%1 η η ii

$ $ tt

t =

( ) %

%

cosβ α ε ⋅⋅⋅

=cc

bmk n

cI 0 %1 - oţel cu oţelcI 0 145 - oţel cu fontăcI 0 7 - oţel cu te#tolitcI 0 coeficient al modulelor de elasticitate al materialelor pinionului şi

roţiicα 0 coeficient al ungiului de angrenarecα 01 ' ptr. dantură necori(atăb 0 lăţimea roţii sau pinionului

mb ⋅= ϕ , undeb 0 lăţimea pinionului şi' 0 1%O14 ' roţi de fontă montate în consolă

' 0 1O18 ' roţi de fontă cu viteza tangenţială ridicată' 0 1/O1%, ' oţel în consolă' 0 1%O%/ ' turaţie ridicată

+1



\ mn Z%, oţel sau fontă\ mn '1 te#tolit D 0 ungi de înclinare a danturii.> acma. 0 presiunea de contact ma#imă admisă corespunzătoare

începutului deformării plastice a dintelui roţii.

k n 0 coeficient de sarcină admisibil pt. deformarea plastică a danturii

d /n k k k k ⋅⋅= 1

k / 0 1, 'coeficient de suprasarcină admisăk 1 0 coeficient de concentrare a sarciniik 1 01 ' pentru angrena(e descise cu U<E/k 1 01,1 ' pentru angrena(e încisek 1 01,1 ' pentru roţi cu U<F/, simetric amplasate faţă de lagărek 1 0 1, ' pentru roţi cu U<F/, amplasate asimetrick d 0 coeficient pentru solicitări dinamicek d 0 1,% L 1, roţi cu dinţi drepţi şi viteze tangenţiale sub mHsk d 0 1, L 1, roţi cu dinţi drepţi viteze mai mari de mHsk d 0 1 roţi cu dinţi înclinaţi şi viteze mai mici de mHsk d 0 1,1 L 1,% roţi cu dinţi înclinaţi şi viteze mai mari de mHs> ac 0 tensiunea de contact admisibilă după direcţia normală la flancul

dintelui stabilită pe baza rezistenţei la oboseală.

]1 ed /c k k k k k ⋅⋅⋅=

k c 0 coeficient de sarcină pentru rezistenţa la oboseală a suprafeţei decontact.

]ek 0 coeficient de ecivalenţă a sarcinii depinz3nd de frecvenţa de

încărcare a dinţilor cu valoare între /, L 1^

1 ed /i k k k k k ⋅⋅⋅=k i 0 coeficient de încărcare la încovoiere

êk 0 coeficient de încărcareêk

0 1 ' la prese automateêk 0 /,4 L1 ' la prese lovitură cu lovitură

k o 0 coeficient de oboseală+"



( ) β ϕ ϕ σ

ε

cos1,/ ]

%

++⋅⋅⋅

=i

ok

k b = mk

unde$

%^

]

]

1 i ;

; $

$

t

#rinare

+

=ϕ

]ϕ 0 coeficient de încărcare al angrena(ului datorat momentului de

fr3nare transmis prin cupla( $ # 0 moment de fr3nare $ t 0 transmisiunea la cuplare ;J 0 moment de inerţie al maselor de pe arborele condus ; 0 moment de inerţie al maselor situate între cupla( şi culisor

reduse la arborele angrena(ului

'J 0 / ' c3nd cupla(ul şi fr3na sunt pe arborele principal'J 0 /,1 c3nd cupla(ul şi fr3na sunt pe arborele intern'J 0 /,% pentru prese rapide'> 0 coeficientul factorului de proporţionalitate la solicitarea

dinamică a angrena(ului

ai

aii

σ

σ σ ψ

ψ ϕ ϕ

σ

σ σ σ

−=

+=

−1

/

/σ ϕ 0 coeficientul concentratorului de tensiune _ 1,8

σ ψ 0 coeficient ce ţine seama de limita de rezistenţă a materialului

+#



1.-. Calcll cpla9li

Cupla(ele sunt organe de legătură şi de antrenare, care au rolul detransmitere a mişcării de rotaţie de la un arbore la altul sau de la un organ demaşină la altul. Mransmisia se face fără modificarea valorii sau a sensuluimişcării.

În unele situaţii, cupla(ele sunt concepute în aşa fel înc3t să asigure protecţie împotriva solicitării la suprasarcină sau să menţină legătura numaiîntre anumite limite de viteză.

Cupla(ele preselor sunt mecanisme foarte solicitate deoarece trebuie

să asigure un număr mare de cuplări pentru punerea în mişcare a unor subansambluri cu mase considerabile. 9legerea tipului de cupla( şidimensionarea acestuia trebuie să asigure o uzură minimă şi siguranţa îne#ploatare.

Cupla(ele trebuie să îndeplinească următoarele condiţii7D$- să lucreze cu uzură c3t mai mică&

- să nu producă zgomot&

- să permită întreţinerea uşoară&

- montarea, demontarea şi scimbarea pieselor componente să nu

creeze dificultăţi&

- să compenseze devierile ungiulare, radiale şi a#iale din timpul

e#ploatării&

- să nu introducă solicitări suplimentare a#iale, radiale sau forţe de

frecare&

- să asigure securitatea muncii.

+*





Ca bază de calcul pentru stabilirea dimensiunilor cupla(ului sefoloseşte valoarea momentului de torsiune ce trebuie transmis$

i

m F D $ t

tk ⋅⋅⋅

=

unde$ F este forţa de deformare& D 0 1,1O.1,% ' coeficient de asigurare&mt ' modulul momentului de torsiune&i ' raportul de transmitere între arborele pe care se află cupla(ul şi

arborele principal al presei&

' randamentul mecanic ! 0 /,7O./,8"

*ig. 1.%. Cupla(ul cu discuri

+,



:odulul momentului de torsiune se deduce din$

R

r F

F r

F

F R -

L

R R -Rcosαm F

F /

02

02

01

01

%

& %

t

ta ⋅

+++

++

=

unde$ - ' coeficientul de frecare în articulaţie, 0 /,1& R ' raza cinematică& R % ' raza lagărului bielei la îmbinarea cu manivela& R & ' raza articulaţiei de legare la culisor& R / ' raza primitivă a roţii de antrenare&

' randamentul lagărelor arborelui principal& F /1, F /% ' reacţiunile din lagăr&r /1, r /% ' razele fusurilor.

eci$

0*E0*4

e

i ÷∈

2

B

1

10

1b ie −⋅

⋅= & [ ]mm

2

B*M

1b ie −⋅=

m

tk

#

2$ F =

unde$ F # ' forţa de frecare dintre discuri necesară fr3nării maselor înmişcare& GD

-

F F

# N

n =

N

n F ' forţa normală de apărare ce are ca efect apariţia forţei defrecare& GD

F n ' forţa normală de apăsare asupra discurilor F ' forţa necesară pentru tensionarea arcurilor de aducere a discurilor

în poziţia necuplat.

[ ] O F F F N

nn +=

+-



a

nn

) F % =

unde$ %n ' aria nominală de contact a discurilor, Gm%D %1 ' aria de frecare între două discuri vecine

( ) [ ]22

i

2

e1 mm

4

C %

−=

Pentru calculul numărului suprafeţelor de frecare !discurilor", facemraportul$

1

n

%

%i =

Pentru discurile cu fricţiune cu formă inelară, momentul care poate fitransmis se e#primă astfel$

( ) [ ]mm KO R Ri ) C-,

2 $

,

1

,

ea

N

tk ⋅−⋅⋅=

Pentru verificare, vom compara $ tk cu N

tk $ , condiţia fiind$

tk

N

tk $ $ ≥acă condiţia este îndeplinită, se poate folosi cupla(ul ales8D.

În figurile %, , si sunt prezentate diferite soluţii constructive de cupla(e.

+



*ig. 1.%. Cupla( cu mai multe discuri

*ig. 1.%4. Cupla( cu inel continuu defrecare *ig.1.%5.Cupla( cu un disc

înansamblu cu volantul

*ig. 1.%7. Cupla( intermitent cuacţionare pneumatică !ambreia("

FrPne #olosite Qn

construcţia /reselor cu manivelă

În construcţia preselor sefolosesc diferite tipuri de fr3ne pentru oprirea culisorului în

+/



poziţia de repaus. *r3na trebuie să consume integral energia cinetică pe careo au toate elementele în mişcare de la culisor şi p3nă la arborele pe care segăseşte montat volantul. *r3narea începe imediat după decuplarea cupla(ului.

in punct de vedere constructiv la maşinile pentru prelucrări prindeformare se folosesc următoarele tipuri de fr3ne$ • fr3ne cu saboţi !fig. 1.%1", caracterizate prin dimensiuni mari, siguranţă

redusă în funcţionare, dificultăţi de monta( şi reglare&• fr3ne cu bandă !fig. 1.%%" comandate prin$

- camă montată pe arborele principal sau pe batiul presei, camă alcărei profil determină eliberarea sau str3ngerea fr3nei&

- electromagneţi&

- motor pneumatic cu simplu efect care realizează eliberarea fr3nei,fr3narea făc3ndu-se cu a(utorul unor arcuri&

• fr3ne cu discuri de fricţiune care asigură o mare siguranţă în funcţionare,au gabarit redus, iar momentul de fr3nare se poate regla uşor prinreglarea forţei de str3ngere a arcurilor.

*ig. 1.%8. *r3na cu banda *ig. 1./. *r3na cu saboţi

4alculul #rPnelor cu bandă

=ngiul de fr3nare este între %/° şi /°. :omentul de fr3nare sedetermină egal3nd energia cinetică a maselor care trebuie fr3nate cu lucrumecanic efectuat de acest moment$

## #

# #

c $ 5

3 α ω

β ⋅⋅

=⋅%

%

!1.44"

,0



unde$ β este un coeficient de siguranţă cu valoarea de 1,%÷1,&

5 # ' momentul de inerţie al maselor în mişcare redus la arborele pe care estefi#ată fr3na& ω - viteza ungiulară a arborelui fr3nei& $ # ' momentul defr3nare& α ## - ungiul de rotire al arborelui fr3nei la rotirea arborelui principalcu ungiul α # .

in relaţia !1.7" se determină momentul de fr3nare$

##

# #

#

5 $

α

ω

⋅

⋅=

%

%

. !1.8"

)e determină forţa de tracţiune din cele două capete ale benzii$

"1!1 −⋅=

µϕ er

$ F

#

şi µϕ

µϕ

µϕ

e F er

e $ F

# ⋅=−⋅

⋅= 1%

"1!, !1.4/"

în care$ ϕ este ungiul de înfăşurare a benzii pe tambur în radiani& r ' razatamburului& µ - coeficientul de frecare dintre ferodoul montat pe bandă şitambur& µ 0 /,17÷/,.

1.. Calcll 2i pr%iectarea $r:nei*r3na se foloseşte pentru oprirea culisorului în poziţia de repaus

corespunzătoare sf3rşitului ciclului de lucru !fig.1%,1". *r3na trebuie săasigure anularea energiei cinematice acumulată de ansamblul mobil al preseişi să determine oprirea organului de lucru în poziţia iniţială.

)e recomandă utilizarea unei fr3ne cu bandă deoarece aceasta poate ficomandată printr-o camă montată rigid pe arborele principal printr-un sistem pneumatic sau cu electromagneţi.

Pentru calculul fr3nei se ia în considerare ecivalenţa dintre lucrulmecanic de fr3nare şi energia cinetică a maselor ce trebuiesc fr3nate$

[ ]mdaG @i:17/X

%B

f tf

%rt ⋅⋅⋅=⋅

,1



unde$ Brt ' momentul de inerţie total al maselor fr3nate redus la arborele pecare se află fr3na ' viteza ungiulară a arborelui fr3nei@f ' ungiul corespunzător realizării fr3nei:f ' momentul de fr3nareit ' raportul de transfer dintre arborele principal şi arborele pe care se

află fr3na.:omentul de fr3nare necesar pentru o funcţionare normală a presei va fi$

[ ]mdaGi@X

B8/:

tf

%

rtf ⋅

⋅⋅⋅⋅

=

Pentru calculul momentului de inerţie redus, vom ţine cont de maselece trebuiesc fr3nate şi de viteza ungiulară a acestora$

∑=

=⋅=n

1i

Q Q

%

cdrtc

%

B

I

B6

unde$ %

Q Q Q ; mB ⋅= ' momentul de inerţie al maselor mQ de rază r Q

Q ' vitezele ungiulare ale maselor mQ

/

mX Q

Q

⋅=

:asele Q Q Q vbm ⋅= ,unde$ Q ' densitatea

vQ ' volumul.9t3t roţile dinţate, c3t şi arborii sunt din oţel pentru care gHm 1/5,7b ⋅= .

Pentru roţile conducătoare$

[ ]1

%

p1

p1 mm b-

X2 ⋅

⋅= , ; 1 ' mmD, 1 ' radHsecD

Pentru arborele intermediar$

[ ]BB

%

BBBB mm l

-

dX2 ⋅

⋅= , ; BB ' mmD, BB ' radHsecD

Pentru roţile conduse$

[ ]

%

%

p% p% mm b

-X2 ⋅⋅= , ; % ' mmD, % ' radHsecD

Pentru arborele principal$

,"



[ ]B

%/B mm l

-

dX2 ⋅⋅= , ; B ' mmD, B ' radHsecD

%

; b2

%

; b2%

%

; b2

%

; b2%

%

B %

B

%

BB

%

%

%

% p%%

BB

%

BBBB%

1

%

1 p1%

Brt ⋅⋅⋅+

⋅⋅⋅+

⋅⋅⋅+⋅

⋅⋅=

⋅

[ ]mdaG%

B %

Brt ⋅=⋅

eterminarea forţelor de frecare se face astfel$- pentru partea mobilă a benzii

( ) [ ]daG @; 1e%b

B5,1*

t

P

%

cdrt

t1 ⋅−⋅⋅

= ⋅ϕ

unde$ b ' lăţimea benzii, b 0 /,4O. /,7; \ ' ungiul de înfăşurare a benzii ' coeficientul de frecare pentru contact; ' raza tamburului fr3nei

- pentru partea fi#ă a benzii[ ]daG e**

P

t1t%

ϕ ⋅⋅=2erificarea la uzură a fr3nei se face folosind relaţia$

uaf

f

%

rtu n

%9

B ≤⋅

⋅=

unde$ 9f ' aria suprafeţei de frecare

b; 17/

X9f

⋅⋅⋅

= ϕ

nf ' frecvenţa fr3nărilor pe minut ua ' coeficientul de frecare admis.

1./. Ale5erea 2i !eri$icarea 5i'a9el%r

Prin însăşi natură lor, gida(ele se interpun între corpuri care aumişcare relativă unul faţă de celălalt şi, în consecinţă, funcţionarea gida(elor este inseparabilă de e#istenţa forţelor de frecare.

*elul şi mărimea forţelor de frecare sunt în dependenţă de mărimea maselor în mişcare relativă,viteza acestora, precizia maşinii, fiabilitatea şirandamentul acesteia.

,#



>a maşinile ' unelte de prelucrat prin deformare se utilizează cel maiadesea gida(e de translaţie cu frecare mi#tă, dar încep să fie utilizate şigida(ele cu elemente intermediare de rostogolire. Tida(ele sunt de regulădemontabile, cel puţin cele aplicate pe batiul sau pe montanţii maşinii. >amulte construcţii, gida(ele demontabile sunt aplicate şi pe culisor.

Tida(ele aplicate pe batiul sau pe montanţii maşinii sunt reglabile ca poziţie, din necesitatea reglării (ocului din gida(e, în scopul asigurării unei bune conduceri a culisorului.

Tia(ele, aplicate sau nu, sunt sebaruite şi au practicate canale pentru

acumularea de fluid lubrifiant.upă natura forţelor de frecare, pe care le presupun, e#istăurmătoarele tipuri de gida(e$

gida(e cu frecare de alunecare mi#tă gida(e cu frecare de alunecare licidă !idrostatice şi idrodinamice" gida(e cu frecare de rostogolire

>a presele cu batiu descis se utilizează frecvent gida(e coadă der3ndunică, sau gida(e în 9 sau 25D.

,*



*ig.1.1. Tida(e triungiulare !în 9 ' fig.1 - a sau în 2 ' fig.1 - b"

*ig. 1.%. Tida(e trapezoidale ! coada de randunica"

*ig.1.. Tida(e aplicate pe batiu cu descarcarea surubului de fi#are aplicata

,+



>a presele cu batiu încis gida(ele încadrează un dreptungi şi suntformate dintr-un număr de fete fie paralele cu laturile acestuia, fie inclinatela o faţă de acestea, fie combinaţii.

Tida(ele preselor mecanice sunt unele lungi pentru a transmite o bună conducere a culisorului. >a presele cu batiu descis, lungimeagida(elor este de 1,% .....1, ori mai mare dec3t distanţa dintre acestea.Pentru a micşora înălţimea maşinii, distanţa dintre a#a arborelui principal şisuprafaţa inferioară a culisorului se alege c3t mai mică posibil, fără a se facerabat la lungimea culisorului.

*uncţionarea corespunzătoare şi precizia de prelucrare a preselor cu

manivelă sunt puternic influenţate de alegerea corectă a formei şidimensiunilor gida(elor batiului şi ale culisorului.>a presele mecanice cu manivelă sau cu e#centric gida(ele folosite

au formă prismatică, dreptungiulară, trapezoidală sau coadă de r3ndunică.Pentru presele cu o manivelă care au batiul descis se folosesc de

obicei gida(e prismatice cu un ungi de construcţie β c 0 8/. 9legereamaterialelor ca şi a variantei constructive are la bază presiunea specificărezultată din încărcarea maşinii în timpul cursei de lucru. e obicei seutilizează gida(e din fontă antifricţiune av3nd duritatea U<018/O%%/,fontă cenuşie superioară *c %O*c /, fontă modificată şi fontă maleabilă!cu rezistenţă mărită" cu duritatea U< 0 15/O.%5/.

În cazuri speciale se foloseşte fontă aliată cu Cr şi Gi, duritateaacestor materiale a(ung3nd p3nă la // U<. ;aportul elementelor de aliere!crom şi nicel" este , iar procentul lor de fontă poate a(unge la 1,?.

În ma(oritatea cazurilor pentru culisor se foloseşte fonta cenuşie !*c%/, *c %" cu o duritate U;C 7O.. )uprafeţele de gidare ale culisoruluitrebuie prelucrate la o calitate ridicată !cel puţin 1,4 " şi se recomandăcălirea lor superficială la o ad3ncime de %, mm.

)tabilirea dimensiunilor gida(elor se face pe baza verificării presiunii de contact rezultată din condiţiile funcţionale ale presei. )cema decalcul ia în considerare forţele din mecanismul de lucru, rezult3nd că presiunea din gida( este dată de relaţia$

amnma# PPPP <+=în care$

,,



al*Pg

nn ⋅=

' reprezintă presiunea datorată componentei dinmecanismul principal normal pe gida(e

al

4:P

%g

icm ⋅=

' presiunea datorată manetonului din legătura bielei la culisor

:ic ' momentul din legătura bielei de culisor lg ' lungimea de gidare a culisoruluia ' lăţimea gida(ului

*ig. 1.. iagrama de încărcare a gida(elor

,-



:ic se poate calcula din relaţia$

( ) &

& %

!

& & %

ic R -F

L

R R -sinα1

b2

l

11 R L

R R - λsinα F $ +

+−

−+±

+

+=

unde$ b ' reprezintă distanţa dintre a#a articulaţiei şi suprafaţa frontalăsuperioară a gida(ului.

Pentru presele cu o manivelă raportul$

/,<

lg ≥

Presiunea admisibilă în cazul gida(elor din fontă este Pa 0 % :GHm%. Pentrucalculul forţei normale pe gida(e, vom considera cel mai dezavanta(os caz,şi anume @ 0 @n.

( ) [ ]G sin@h** nn +=

amn PPP =+

Date post:	07-Aug-2018
Category:	Documents
Upload:	ramiro-petre
View:	252 times
Download:	0 times

Proiectarea preselor mecanice cu manivela

Documents