proiect reductor conico-cilindric
DESCRIPTION
proiect facultate organe de masiniTRANSCRIPT
-
PROIECT:
REDUCTOR CONICO-CILINDRIC
NDRUMTOR,
STUDENT,
-
2
TEMA PROIECTULUI
S se proiecteze reductor conico-cilindric cu urmtoarele date de
proiectare:
- puterea motorului electric PME= 9 [kW],
- turaia motorului electric n ME= 1800 [rot/min];
- turatia de iesire niesire=80 [rot/min];
- durata totala de functionare DH=10000 [h];
-
3
I. MEMORIU TEHNIC
1.1. DEFINIIE
Reductoarele cu roi dinate sunt mecanisme independente formate din
roi dinate cu angrenare permanent, montate pe arbori i nchise ntr-o
carcas etan. Ele servesc la:
- Micorarea turaiei;
- Creterea momentului de torsiune transmis ;
- Modificarea sensului de rotaie sau a planului de micare;
- nsumeaz fluxul de putere de la mai multe motoare ctre o main de
lucru;
- distribuie fluxul de putere de la un motor ctre mai multe maini de
lucru.
n cazul reductoarelor de turatie, rotile dintate sunt montate fix pe
arbori, rotile angreneaza permanent si realizeaza un raport de transmitere total
fix, definit ca raportul dintre turatia la intrare si turatia la iesirea reductorului,
spre deosebire de cutiile de viteze la care unele roti sunt mobile pe arbori (roti
baladoare), angreneaza intermitent si realizeaza un raport de transmitere total
in trepte. Ele se deosebesc si de variatoarele de turatie cu roti dintate (utilizate
mai rar) la care raportul de transmitere total poate fi variat continuu.
Reductoarele de turatie cu roti dintate se utilizeaza in toate domeniile
constructiilor de masini.
Exista o mare varietate constructiva de reductoare de turatie cu rotile
dintate. Ele se clasifica in functie de urmatoarele criterii:
1. dupa raportul de transmitere:
reductoare o treapta de reducere a turatiei;
reductoare 2, sau mai multe trepte de treducere a turatiei.
-
4
2. dupa pozitia relativa a arborelui de intrare (motor) si arborele de
iesire:
reductoare coaxiale, la care arborele de intrare este coaxial cu cel de
isire;
reductoare obisnuite (paralele), la care arborele de intrare si de iesire
sunt paralele.
3. dupa pozitia arborilor:
reductoare cu axe orizontale;
reductoare cu axe verticale;
reductoare cu axe inclinate.
4. dupa tipul amgrenajelor:
reductoare cilindrice;
reductoare conice;
reductoare hipoide;
reductoare melcate;
reductoare combinate (cilindro-conice, cilindro-melcate etc);
reductoare planetere.
5. dupa pozitia axelor:
reductoare cu axe fixe;
reductoare cu axe mobile.
Daca reductorul impreuna cu motorul constituie un singur agregat
(motorul este motat direct la arborele de intrare printr-o flansa) atunci
unitatea se numeste motoreductor.
In multe solutii constructive reductoarele de turatie cu rotile dintate se
utilizeaza in scheme cinematice alaturi de alte tipuri de transmisii: prin curele,
prin lanturi, cu frictiune, cu surub-piulita, variatoare, cutii de viteza etc.
Avantajele utilizarii reductoarelor inschemele cinematice ale masinilor
si mecanismelor sunt:
-
5
raport de transmitere constant;
asigura o mare gama de puteri instalare;
gabarit redus;
randament mare (cu exceptia reductoarelor melcate);
intretinere simpla si ieftina.
Printre dezavantaje se enumera:
pret de cost ridicat;
necesitatea unei uzinari si montaj de precizie;
functionarea lor este insotita se sgomot si vibratii.
Parametrii principali ai unui reductor cu roti dintate sunt:
puterea;
raportul de transmitere;
turatia arborelui de intrare;
distanta dintre axe.
Datorita multiplelor utilizari in industria constructiilor de masini si
aparate, parametrii reductoarelor de turatie cu rotile dintate sunt
standardizate:
rapoartele de transmitere, STAS 6012-82;
distanta dintre axe, STAS 6055-82;
modulii, STAS 822-82;
parametrii principali ai reductoarelor cilindrice, STAS 6850-77;
parametrii principali ai reductoarelor melcate, STAS 7026-77.
1.2. TIPURI DE REDUCTOARE
Alegerea ripului de reductor intr-o scheme cinematica se face in functie
de:
-
6
raportul de transmitere necesar;
gabaritul disponibil;
pozitia relativa a axelor motorului si a organului (masinii) de lucru;
randamentul global al schemei cinematice.
In functie de aceste cerinte se pot utililiza urmatoarele tipuri de
reductoare cu roti dintate: cilindrice, conice, conico-cilindrice, melcate,
cilindro-melcate, planetare.
a) Reductoare cu roti dintate cilindrice.
Acestea sunt cele mai utilizate tipuri de reductoare cu roti dintate deoarece:
se produc intr-o gama larga de puteri: de la puteri instalate foarte mici
(de ordinul Watt-ilor) pana la 100 000kW (900 kW, pentru reductoare cu o
teapta).
rapoarte de transmitere totale, iT max = 200 (iT max = 6,3, pentru reductoare
cu o treapta;
iT = 6,360, pentru reductoare cu 2 treapte, iT = 40200, pentru
reductoare cu 3 treapte);
viteze periferice, vmax = 200 [m/s];
posibilitatea tipizarii si executiei tipizate sau standardizate.
Se construiesc in variante cu 1, 2 si 3 trepte de reducere, fig. 1.1, avand
dantura dreapta sau inclinata.
Notatiile din figura sunt:
intrarea in reductor, cu litera I;
iesirea din reductor, cu litera E;
cifrele 1, 2, 3, 4 rotile ce compun angrenajele treptelor de
reducere.
Din punct de vedere al inclinarii danturii, la alegerea tipului de reductor
cu roti dintate cilindrice se tine seama de urmatoarele recomandari:
reductoarele cu roti dintate cilindrice drepte, pentru puteri
instalate mici si mijlocii, viteze periferice mici si mijlocii si la rotile
baladoare de la cutiile de viteze;
reductoarele cu roti dintate cilindrice inclinate, pentru puteri
instalate mici si mijlocii, viteze periferice mari, angrenaje silentioase;
-
7
reductoarele cu roti dintate cilindrice cu dantura in V, pentru
puteri instalate mari viteze periferice mici.
Fig. 1. 1. Scheme cinematice pentru reductoarele cu roti dintate cilindrice
b) Reductoare cu roti dintate conice
Aceste reductoare schimba directia miscarii la 90[0], fiind utilizate atat in
varianta constructiva simpla (un singur angrenaj conic concurent ortogonal)
cat si in varianta combinata (impreuna cu 1 sau 2 angrenaje cilindrice
paralele). In privinta utilizarii acestor tipuri de reductoare se recomanda ca:
reductoarele conice simple, cu iT max=6, pentru puteri mici, randamente
max= 0,98;
reductoarele conico-cilindrice cu 2 trepte (prima treapta avand angrenaj
conic),
cu iT = 440 si randamente max = 0,96;
reductoarele conico-cilindrice cu 3 trepte (prima treapta cu angrenaj
conic celelalte 2 trepte cu angrenaje cilindrice), cu iT = 20 180 si
randamente max = 0,95.
-
8
Fig. 1.2. Scheme cinematice pentru reductoarele cu roti dintate conice si
conico-cilindrice.
In privinta utilizarii acestor tipuri de angrenaje mai trebuiesc amintite si
domeniile de viteza recomandate pentru angrenajele conice, functie de tipul
danturii:
pentru danturi conice drepte, vmax = 3 [m/s];
pentru danturi conice inclinate, vmax = 12 [m/s];
pentru danturi conice curbe, vmax = 40 [m/s];
c) Reductoare cu roti dintate cilindrice planetare si diferentiale.
Reductoarele planetare au un singur grad de mobilitate iar reductoarele
diferentiale, 2 grade de mobilitate. In fig. 1.3 s-au prezentat 2 tipuri de
reductoare planetare, cu scheme cinematice simbolizate cu P1 (reductor
planetar cu o treapta si un rand de sateliti) si P2 (reductor planetar cu o
treapta si 2 randuri de sateliti).
Semnificatiile notatiilor folosite in fig. 9.51 sunt:
roata centrala, a;
satelit (sateliti), s, sau s1, s2;
coroana, b;
-
9
bratul port satelit, H.
Fig. 1. 3. Scheme cinematice pentru reductoarele planetare (diferentiale)
Principalele avantaje al reductoatelor planetare (diferentiale) fata de
celelalte tipuri de reductoare:
constructie foarte compacta, greutate de 26 ori mai mica (la
aceiasi putere transmisa si acelasi raport de transmitere); aceasta se
datoreaza faptului ca momentul de rasucire se repartizeaza pe 2 sau
mai multi sateliti;
rapoarte de transmitere de 2...3ori mai mare.
Principalele dezavantaje sunt legate pretul de cost mare de fabricare si
cerintele de montaj foarte exigente.
Prin legarea acestora in serie se pot obtine scheme cinematice de tip 2P1, 2P2
etc.
Reductoarele diferentiale sunt utilizate in schemele cinematice ale masinilor
sau aparatelor pentru insumarea sau divizarea puterii.
c) Reductoare melcate
Reductoare melcate cuprind un angrenaj melc-roata melcata care au
axele de rotatie asezate incrucisat in spatiu (unghiul de incrucisare este de
900), normala lor comuna este distanta dintre axe.
-
10
Aceste reductoare sunt angrenaje silentiose datorita alunecarii relative
dintre flancurile dintilor melcului si rotii melcate. Cele mai utilizate sunt
reductoarele melcate cu melc cilindric, fig. 1.4, cele cu melc globoidal fiind mai
putin folosite datorita cerintelor mai severe de executie si montaj.
La utilizarea reductoarelor melcate cu melc cilindric se tine seama de
urmatoarele caracteristici ale acestora:
reductoarele melcate simple cu iT max = 80 (pentru la transmisiile de
forta) si
iT max=1000 (pentru la transmisiile cinematice) si randamente mici;
melcul poate fi pozitionat sus sau jos;
pentru crestera rapoartului de transmitere, se realizeaza
reductoare combicate compuse dintr-un angrenaj cilindric la intrtare si
un angrenaj melcat, constructie care are fata de reductorul melcat
simplu, la acelasi raport de transmitere total, un randament mai mare;
la puteri transmise si rapoarte de transmitere mari, datorita
frecarilor mari dintre flancurile dintilor melcului si rotii melcate, se
incalzesc puternic si necesita masuri speciale de racire;
sunt transmisii cu autofranare (elementul conducator este melcul).
Fig. 1.4. Scheme cinematice pentru reductoarele melcate ci cilindro-melcate
-
11
1.3. VARIANTE CONSTRUCTIVE DE REDUCTOARE
1.4. CONICO-CILINDRICE
Varianta 1
Prima variant constructiv se caracterizeaz prin:
- Pinionul treptei a I-a de reducere este executat corp comun cu
arborele de intrare, aceeai soluie aplicndu-se i pentru treapta a II-a;
- Carcasa reductorului este turnat din dou buci separate n
planul orizontal;
- Ungerea lagrelor i a roilor dinate se asigur cu ulei, prin
barbotare i stropire de ctre roile antrenateale fiecrei trepte;
- Construcia reductorului este suficient de compact
- Arborele de intrare se sprijin pe lagre cu rulmeni montai ntr-o
capsul;
Varianta 2
A doua variant constructiv prezint o construcie asemntoare cu
prima.
Deosebirea apare la arbore de ieire, care este montat pe rulmeni radiali-
axiali cu role conice, n prima variant utilizandu-se rulmeni oscilani
Pentru buna functionare reductorul este prevazut cu capac de vizitare a
danturii, aerisitor,dop de golire,indicator al nivelului de ulei cu vizor si inele de
ridicare executate in capac prin turnare.
Etansarea arborelui de intrare si iesire se realizeaza cu mansete de
rotatie.
Varianta 3
Varianta a III-a prezint o costrucie diferit de precedente: aezarea
arborelui de intrare n poziie vertical. Toi arborii sunt montai pe rulmeni
radiali-axiali cu role conice. Pentru o bun funcionare, montarea pinionului
trebuie fcut cu mare atenie, n scopul respectrii jocului prevzut ntre
flancurile danturii.
-
12
Pentru calcule s-a ales varianta constructiva a II-a (Fig. 1.5), deoarece
prezinta o constructie mai simpl, compact, uor de montat si prezinta un
cost de productie mai redus.
Fig. 1.5. Variant constructiv de reductor conico-cilindric.
-
13
II. MEMORIU DE CALCUL
1.5. SCHEMA CINEMATICA A REDUCTORULUI
Fig. 2.1. Schem cinematic pentru reductor conic-cilindric
2.1.1. Stabilirea rapoartelor de transmitere
La reductoarele cu dou trepte, pentru determinarea raportului de
transmitere al primei trepte i12 se folosete relaia: totalii 12
5,2280
1800
ies
me
totaln
ni
itotal raportul total al reductorului
Raportul de transmitere al treptei conice: i12= 4 (STAS 6012-82)
Raportul de transmitere al treptei cilindrice
32,43,14
5,22
12
34
c
total
ii
ii
i34=6,3 (STAS 6012-82);
Unde: ic=1...1,5. Se adopt ic=1,3
-
14
2.1.2. Determinarea puterilor si momentelor pe arbori
][89.101654
75,595509550
][98.165346
05,695509550
][05.421384
24,695509550
min]/[543,6
346
min]/[3464
1384
min]/[13843,1
1800
96,0...94,0
995,0...99,0
24,699,095,09
05,799,098,0237,6
75,699,096,0051,6
34
12
12
34
Nmn
PMt
Nmn
PMt
Nmn
PMt
transmisiedeMomente
roti
nn
roti
nn
roti
nn
Turatii
kWPP
kWPP
kWPP
Puteri
III
IIIIII
II
IIII
I
II
IIIII
III
c
MEI
curea
rul
rulcureaMEI
rulIII
rulIIIII
-
15
2.1. DIMENSIONAREA ANGRENAJULUI CONIC
2.1.1. Diametrul de divizare al pinionului conic
mmd
u
MKKd
m
HRR
IAHm
917,604
1
6003,05,013,0
430505,1107,1
1
5,01
322
6
min1
32
lim
2min1
KA factor de utilizare, KA =1,5
KH factor global al presiunii hertzienede contact, KH =1,7106 MPa
d factor de lime a danturii, d=0,3
Hlim tensiunea limit de baz de contact la oboseal a flancurilor,
Hlim = 950 Mpa
SHP factor de siguran , SHP = 1,15
u raportul de transmitere, i =4
Se calculeaza diametrul de divizare pe conul frontal median mm:
mmdmmdd mRm 7005,7015,1917,60)5.01( 1min1
Numrul maxim de dini ai pinionului de dini:
68174
17
12
1
zuz
z
64,16817
05,702
2
21
1min
m
zz
dm
m
mSTAS=2
-
16
2.1.2. Calculul geometric al angrenajului conic cu dinti drepti
Elementele rotii plane de referinta sunt standardizate prin STAS 6844 40.
Fig. 2.3. Elementele geometrice ale angrenalui conic cu dinti drepti
- unghiul profilului de referinta.
- Coeficientul inaltimii capului de referinta.
- Coeficientul inaltimii piciorului de referinta.
- Jocul de referinta la picior.
Deplasarile radiale : xr1= - xr2=0.16
Deplasarile tangentiale sunt considerate nule.
2,0
2,1
1
20
0
0
c
h
h
of
oa
-
17
Elementele geometrice ale angrenajului
Calculul semiunghiului conului de divizare
761490
1468
17
25,068
17190
2
1
2
1
12
1
arctg
z
z
itg
Calculul diametrelor de divizare :
mmdmmd
136682
34172
2
1
Lungimea exterioara a generatoarei de divizare :
mmR
R
ddR
5,70
09,70136342
1
2
1
22
22
21
Lungimea medie a generatoarei conului de divizare :
mmR
R
mmR
R
dR
m
m
m
m
m
m
5,70
08,7076sin2
136
5,70
27,7014sin2
34
sin2
2
2
1
1
21
21
21
Rm1(2)=70,5 [mm].
-
18
Ltimea danturii rotilor
mmb
Rb
25
26,235,7033,033,0
4,3
4,3
Diametrele de divizare medii :
mmbdd
mmbdd
bdd
m
m
m
74,11176sin25136sin
95,2714sin2534sin
sin
222
111
2,12,12,1
nltimea capului dintilor
mmh
mmh
xhmh
a
a
aa
72,1)16,01(2
32,2)16,01(2
)(
2,1
2,1
02,1 2,1
nltimea piciorului dintilor
mmh
mmh
xchmh
f
f
af
72,4)16,02,11(2
08,4)16,02,11(2
)(
2
1
02,1 2,10
Unghiurile capetelor dinilor
8,1
5,70
2,2
arctgR
harctg
R
harctg
R
htg
aaa
aa
Unghiurile la picioarele dinilor
8,1 af
Unghiurile conurilor de cap
-
19
8,158,114
11 1 aaa
8,778,17622 2 aaa
Unghiurile conurilor de picior
8,1511 1 aff
8,7722 2 aff
Diametrul de divizare exterior
2,12,1
zmd ee
mmdzmd eee 34172 11 1
mmdzmd eee 136682 22 2
Diametrele cercurilor de cap
mmd
mmdhdd
ae
ae
aeae4,13676cos78,1136
3,3614cos32,234cos2
2
1
2,12,12,1 2,1
Diametrele cercurilor de picior
mmhdd fefe 66,3132,223,362 111
mmhdd fefe 84,13278,124,1362 2221
Elementele roilor cilindrice analoage
Numrul de dini al roilor analoage:
1852,1714cos
17
cos 11 1
1 vv zz
z
28108,28176cos
68
cos 22 2
2 vv zz
z
Diametrele de divizare ale roilor echivalente
-
20
mmzmd veev 3618211
mmzmd veev 564282222
Diametrele cercurilor de cap pentru roile echivalente
mmhdd aevaev 64,4032,22362 111
mmhdd aevaev 56,57678,125642 222
Unghiul de presiune pe cercurile de cap
3483,064,40
20cos36
coscos
20
1
1
11
aev
aev
evaevd
d
2492,056,576
20cos564
coscos
2
12
122 aev
aev
evaevd
d
Diametrele de baz ale rotilor echivalente
mmdd evbev 3720cos36cos11
mmdd evbev 56520cos564cos22
Distanta dintre axele rotilor echivalente
mmdd
aevev
ev 3002
56436
2
21
Gradul de acoperire
2,152,42
20)28118(242813418
tgtgtg
2.2. CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC
2.2.1. Alegerea materialului pentru pinion si roata
-
21
Oelurile sunt utilizate, n general, pentru angrenajele de lucru, la care
uzura trebuie s fie ct mai mic. Din aceast grup se folosesc oelurile
carbon de calitate i oelurile aliate. Aceste materiale se supun tratamentelor
termice n scopul ameliorrii caracteristicilor de rezisten i a mbuntirii
comportrii flancurilor dinilor la diverse forme de uzur. In alegerea oelurilor
se pot face urmtoarele recomandri:
- Roile care angreneaz s nu fie executate din acelai material (la
materiale identice tendina de gripare este maxim).
- Roata conductoare funcioneaz n condiii mai grele dect roata
condus, deci trebuie s fie executat dintr-un material cu caracteristici
mecanice superioare.
Materialul ales este 41MCr11.
2.2.2. Calculul dinstantei axiale minime
Relatia de dimensionare determina distanta minima necesara intre axe
pe criteria de rezistenta la presiune de contact:
u=i34=2,5 raport de transmisie la treapta cilindrica.
KA=1 - factor de utilizare
KV =1,2 - factor dinamic la contact
KH =1,39 - factor de repartiie a sarcinii pe limea danturii la solicitarea
de contact
KH =1- factor de repartiie frontal a sarcinii la solicitarea de contac
SHP=1,15 - factor de siguran
ZH =2,5 - factorul zonei de contact
ZN2= 1,6 factorul de oboseala
Ze=189,9 ][ MPa - factorul de material
Z=0,88 - factorul lungimii minime de contact
Z=1- factorul nclinrii dinilor
a= 48,01
2
u
d
-
22
d=0.5 coeficient diametral al rotii dintate; ambele danturi avand
HB>3500MPa. Amplasarea pinionului se fae intre reazeme, asimetric.
MPavH 6002lim - tensiunea limita
ZL =1 Factorul de lubrifiant
ZV =1 Factorul vitezei periferice
ZX=1 Factorul de dimensiune
ZR=1 Factorul rugozitatii flancurilor
ZW=1 Factorul raportului durabilitii
amin=124,895 [mm] distana axial calculat.
Alegem numarul de dinti care trebuie sa fie cuprins intre 17 si 20 pentru
roata-pinion.
z3=19
120
7,1193,619
4
4
3434
z
z
izz
mma
ZZZZZZS
i
ZZZZKKKKMtia
XWVRLN
HP
v
a
EHHHVAIII
H
895,124
19,111116,115,1
60048,03,62
188,09,1895,2139,12,1.1101689013,6
2
)()(1
3
1
2
2
2
2
min
3/1
2
2
2
2
2lim2
34
2
34min
3,63
434
z
zi
-
23
mmaAlegem
mma
zzma
mm
zz
am
STAS
n
STASnn
n
180:
75,1732
)12019(5,2
2
)(
5,2797,1
797,112019
895,12422
43
43
2.2.3. Calculul geometric al angrenajului cilindric exterior cu
dinti drepti
Fig. 2.2. Elementele geometrice ale angrenajului cilindric cu dinti drepti.
-
24
35,0
25,0
25,1
1
20
max_0
0
0
c
c
h
h
of
oa
Deplasarile de profil : x3=0,5
x4=0,022
Unghiul de angrenare :
0coscos STAS
wa
a
44
93,020cos180
139cos
w
w
a
Elementele geometrice ale angrenajului
Diametrul de divizare :
mmzmdmmzmd
3001205,2
5,47195,2
44
33
Diametrul de rostogolire:
mmdd
mmdd
w
w
w
w
39244cos
20cos300
cos
cos
6244cos
20cos5,47
cos
cos
44
33
Diametrul de cap:
mmxhmdd
mmxhmdd
oaa
oaa
25,3015,015,2300
72,49022,015,25,47
344
433
-
25
Diametrul de baza:
mmdd
mmdd
b
b
9,28120cos300cos
63,4420cos5,47cos
44
33
Diametrul de picior:
mmxhmdd
mmxhmdd
off
off
86,293022,025,15,22300)(2
75,435,025,15,225,47)(2
4*
44
3*
33
Inaltimea dintilor :
mmxmxhmh
mmxmxhmh
oaa
oaa
75,3)5,01(5,2)31()(
55,2)022,01(5,2)1()(
3*
4
44*
3
Inaltimea piciorului dintelui:
mmxhmh
mmxhmh
off
off
79,3)022,025,1(5,2)(
87,1)5,025,1(5,2)(
4*
4
3*
3
Latimea danturii rotii:
mmab a 4022,01804,0...2,01804
De obicei se adopta latimea data de relatia de mai sus pentru roata, iar
pentru pinion se ia o latime putin majorata ( cu 2...5 [mm]) pentru a compensa
erorile de montaj axial.
Pentru compensarea erorilor de montaj axial, latimea pinionului se
adopta mai mare decat latimea danturii rotii.
mmb 453
Arcul dintelui pe cercul de cap:
2,69472
4
4,37382
4
4
3
444
3
3
333
invinvz
xds
invinvz
xds
aa
aa
-
26
Unghiul de presiune la capul dintelui:
02,22cosarccos
53,56cosarccos
4
44_
3
33_
a
ta
a
ta
d
d
d
d
ofev ofinv
of -unghiul de angrenare frontal
ofev ofoftg
97721,0cos
STAS
ofo
fa
a
ofev 0,96720
2.3. FORELE DIN ANGRENAJUL CONIC
Deoarece calculul de rezisten se efectueaz pentru angrenajul conic
nlocuitor (echivalent), de pe conul frontal median se consider fora normal
pe dinte Fn aplicat n punctul de intersecie al liniei de angrenare cu cercul de
divizare mediu.
Fora normal (fig. 2.2.) Fn se descompune n trei direcii ortogonale: fora
tangenial Ft la cercul de divizare mediu, fora radial Fr i fora axial Fa.
-
27
Fig.2.2. Fortele din angrenajul conic echivalent
Calculul forei tangeniale
Nd
MF
m
tt 43,1976
28
2767022
1
11
Nd
MF
m
tt 07,1916
112
10730022
2
22
Fora normal
NF
F tn 27,210320cos
43,1976
cos
1
Fora axial
22
11
ra
ra
FF
FF
Fora radial
-
28
NtgtgFFNtgtgFF
tr
tr
7,16876cos201,1916cos
69814cos2043,1976cos
222
111
2.4. FORELE DIN ANGRENAJUL CILINDRIC
Forele care acioneaz n angrenajul cilindric cu dini drepi se
determin din fig.2.3.
Fig.2.3. Fortele din angrenajul cilindric
Calculul forei tangeniale:
Nd
MFF
m
ttt 9,4517
5,47
10730022
3
243
Calculul forelor radiale
NtgtgFFF wtrr 4,1644209,4517343
Calculul forei normale
NF
Fw
tn 8,4807
20cos
9,4517
cos
33
Calculul fortei axiale
Fa3=Fa4=Ft3tg=4517,9tg20=1644,4 [N]
2.5. CALCULUL SI DIMENSIONAREA ARBORILOR
-
29
Alegerea materialului: OLC45 STAS 880-88.
Distanta dintre reazeme - arborele I:
L1=Lb+2x+B+612 mm
L1=26+210+22+12=80 mm
Lb - latimea butucului rotii dintate ;
x=815mm luftul dintre butucul rotilor dintate si peretele interior
carcasei
B - latimea rulmentului .
Distanta dintre reazeme - arborele II:
L2= Lb+2x+B+612mm
L2=45+210+28+7=100mm
Distanta dintre reazeme - arborele III:
L3= Lb+2x+B+612mm
L3=43+210+32+11=106mm
Dimensionarea capetelor de arbori
Nmk
MM
I
t
tII
c7.28
5,1
05.43
Lungimea capatului de arbore :
Nmk
MM
II
t
ctIIII 32.111
5,1
98.166
Lungimea capatului de arbore :
-
30
Nmk
MM
III
t
tIIIIII
c92.677
5,1
89.1016
Lungimea capatului de arbore :
2.5.1. Verificarea si determinarea reactiunilor din arbori
Arborele de intare
Distantele dintre reazame l1 si l2
5,24
22
11
Blf
bl l
mml 5,1475,242
5,631015
2
5,281
225,24
25,24
2
252
bal
BBl u
mml 5,1662
19101525,24
2
5,655,24
2
5,652
Determinarea reactiunilor in cele doua plane
(V) 2
231
tVV
FRR
NRR VV 05,9582
916,1131
(H) (M)1=0 02
2 222121 w
arH
dFlFlR
2
2222
32
2
l
dFlF
R
war
H
NRH 5,785,1662
2
21 7,1685,166 7,168
3
(M)3=0 02
2 222223 w
arHd
FlFlR
-
31
2
2222
32
2
l
dFlF
R
war
H
NRH 65,1835,1662
2
217,1683527,168
3
Calculul momentului incovoietor
(V) MiV1= MiV3=0 MiV2=RV1l2
MiV2=958,05166,5=159515,3 Nm
(H) MiH1= MiH3=0 MiH2=RH1l2
MiH2=958,05166,5=159515,3 Nm
2
2221
''2
waHiH
dFlRM
NmM iH 1577442
217,1685,16605,958'' 2
Calculul momentului incovoietor rezultant
22
22 iHiVij MMM
NmM ij 7,22308315774415774422
Calculul momentului incovoietor echivalent
21
2 )( tije MMM
NmM e 2,223621)2767056,0(7,22308322
0
1
ai
ai
56,0130
75
-
32
Fig. 2. 4. Diagrama de forte si momente pentru arborele de intrare
Arborele intermediar
Distantele dintre reazame l1 si l2
2
2
2
21
Bbl
mml 25,342
202
2
5,281
2
2
222
2
2 5432
Baaa
Bl
mml 352202
1401502102202
Determinarea reactiunilor in cele doua plane
(V) 2
2
64
t
VV
FRR
NRR VV 9582
07,191664
(H) (M)4=0 02
2 222126 w
arH
dFlFlR
2
2
222
62
2
l
dFlF
R
war
H
NRH 8,773522
2
637,1683527,168
6
-
33
(M)6=0 02
2 222224 w
arH
dFlFlR
2
2
222
42
2
l
dFlF
R
war
H
NRH 9,913522
2
637,1683527,168
4
Calculul momentului incovoietor
(V) MiV4= MiV6=MiV5=RV6l2
MiV5=958352=337216 Nm
(H) MiH4= MiH6=MiH5=RH6l2
MiH5=77,8352=27385,6 Nm
2
2224
''
5w
aHiH
dFlRM
NmM iH 75,270342
637,1683529,91'' 5
Calculul momentului incovoietor rezultant
2
5
2
5 iHiVij MMM
NmM ij 2,3383266,2738533721622
Calculul momentului incovoietor echivalent
22
2 )( tije MMM
NmM e 3436207)10730056,0(2,33831622
0
1
ai
ai
56,0130
75
-
34
Fig. 2. 5. Diagrama de forte si momente pentru arborele intermediar
Arborele de iesire
Distantele dintre reazame l1 si l2
22
11
Blf
al l [4, pag.23]
mml 582
141015
2
521
22
2
152
bal
Bl u [4, pag.23]
mml 512
307215
2
142
Determinarea reactiunilor in cele doua plane
(V) 2
397
rVV
FRR [4, pag.25]
NRR VV 2,8822
4,164497
(H) (M)9=0 02
2 332327 w
arH
dFlFlR [4, pag.25]
2
233
3
72
2
l
lFd
F
Rr
wa
H
[4, pag.25]
NRH 2,822512
514,16442
5,470
7
-
35
(M)7=0 02
2 312328 w
arH
dFlFlR [4, pag.25]
2
233
3
72
2
l
lFd
F
Rr
wa
H
[4, pag.25]
NRH 2,822512
514,16442
5,470
7
2
3323
92
2
l
dFlF
R
war
H
[4, pag.25]
NRH 2,822512
2
5,470514,1644
9
Calculul momentului incovoietor
(V) MiV7= MiV9=0 MiV8=RV7l2 [4, pag.25]
MiV8=822,251=41932,2 [Nm]
(H) MiH7= MiH9=0 MiH8=RH7l2 [4, pag.25]
MiH8= - 822,251= - 41932,2 [Nm]
2
3327
''8
waHiH
dFlRM [4, pag.25]
[Nm] 2,419322
5,660512,822'' 8 iHM
Calculul momentului incovoietor rezultant
28
28 iHiVij MMM [4, pag.25]
[Nm] 1,5930141932,2-2,41932 22 ijM
Calculul momentului incovoietor echivalent
23
2 )( tije MMM [4, pag.26]
[Nm]12,367406)64748056,0(1,59301 22 eM
-
36
0
1
ai
ai
[4, pag.26]
56,0130
75
Unde: - - coeficient ce ine seama de faptul c solicitarea de ncovoiere se
desfoar dup un ciclu alternant simetric (R = -1), iar cea de torsiune
dup un ciclu pulsator (R=0).
[4, pag.27]
- ai(1) i ai(0) - caracteristice materialului arborelui [4,
pag.21, tab.4.2 ]
Fig. 2. 6. Diagrama de forte si momente pentru arborele de iesire.
2.5.2. Verificarea la oboseala a arborilor
Arborele de intrare
Solicitarea de incovoiere
MPadM
WM tnec
i3
11 32max
[4, pag.30]
57,635050.432
3max
Solicitarea de torsiune
MPadM
WM t
p
t3
11 16max
[4, pag.26]
-
37
28,335
43050163max
Coeficientul de siguranta
c
mvc
1
1 [4, pag.25]
8,23
800
54,6
350
54,6
9,072,0
2,2
1
c
Unde: - - coeficient efectiv de concentrare a tensiunilor,
=2,2[4, pag. 30, fig.4.7]
- - coeficient de calitate al suprafeei, =0,9 [4, pag. 30, fig.4.8]
- - factor dimensional, =0,72 [4, pag. 30, fig.4.9]
- v - amplitudinea ciclului de solicitare la ncovoiere n seciunea
respectiv, v=6,54
- 1 - rezistena la oboseal a materialului arborelui,
1=350 [4, pag. 30, fig.4.10]
- m - tensiunea medie la solicitarea de ncovoiere a seciunii respective
MPac
c
mv
1
1 [4, pag.26]
36,32
450
045,3
350
045,3
9,072,0
8,1
1
c
Unde: - - coeficient efectiv de concentrare a tensiunilor,
=1,8 [4, pag. 30, fig.4.7]
- - coeficient de calitate al suprafeei, =0,9 [4, pag. 30, fig.4.8]
- - factor dimensional, =0,72 [4, pag. 30, fig.4.9]
- v - amplitudinea ciclului de solicitare la ncovoiere n seciunea
respectiv, v=3,045
- 1 - rezistena la oboseal a materialului arborelui,
1=350 [4, pag. 30, fig.4.10]
-m - tensiunea medie la solicitarea de ncovoiere a seciunii respective,
m=450 [4, pag. 30, fig.4.10]
-
38
22
cc
ccc
[4, pag.25]
7,19236,3228,23
36,328,23
c > ca=1,51,8
Arborele intermediar
Solicitarea de incovoiere
MPadM
WM t
nec
i3
25 32max
[4, pag.26]
5,2535
166980323max
Solicitarea de torsiune
MPadM
WM t
p
t3
22 16max
[4, pag.26]
75,1235
166980163max
Coeficientul de siguranta
MPac
c
mv
1
1 [4, pag.26]
5,12
800
35,7
350
35,7
9,072,0
2,2
1
c
MPac
c
mv
1
1 [4, pag.26]
73,21
800
26,4
350
26,4
9,072,0
8,1
1
c
22
cc
ccc
[4, pag.25]
83,10273,2125,12
73,215,12
c > ca=1,51,8
-
39
Arborele de iesire
Solicitarea de incovoiere
MPadM
WM t
nec
i3
38 32max
[4, pag.26]
27,2155
1016890323max
Solicitarea de torsiune
MPadM
WM t
p
t3
39 16max
[4, pag.26]
82,1955
1016890163max
Coeficientul de siguranta
MPac
c
mv
1
1 [4, pag.26]
25,6
800
4,11
350
4,11
9,072,0
2,2
1
c
MPac
c
mv
1
1 [4, pag.26]
33,8
800
43,15
350
43,15
9,072,0
8,1
1
c
22
cc
ccc
[4, pag.25]
83,10273,2125,12
73,215,12
c > ca=1,51,8
2.6. CALCULUL RANDAMENTULUI REDUCTORULUI
-
40
Datorit frecrilor din angrenare, a frecrilor din rulmeni i a celor care
apar la antrenarea uleiului din baie, puterea la ieirea din reductor, P3, este
mai mic dect cea de la intrare, P1, diferena reprezentnd-o puterea pierdut
Pp:
Pp =P1 P3 [7, pag.64]
Pp=6,24 - 5,75=0,49 [kW]
903,099,099,097,096,0 2
23412
reductor
ungererulmentreductor
Temperature uleiului din baie
reductorc
reductor
S
Ptt
130 [3, pag.287]
3,18
903,0210
903,0175,518
t ta=6070 [ Celsius]
Unde: - Sc suprafata reductorului racita cu aer, Sc=2 [m2].
- t0 temperatura aerului ambiant, t0=18 []
Reductorul functioneaza normal fara a exista riscul de incalzire a acestuia.
2.7. ALEGEREA LUBRIFIANTULUI
Se va utiliza un Ulei TIN 125 EP STAS 562-80.
2.8. ALEGEREA RULMENTILOR
Pentru arborele de intrare se va utiliza Rulment radial axial cu role
conice 33207 STAS 6846-86.
Pentru arborele intermediar se va utiliza Rulment radial axial cu role
conice 33207 STAS 6846-86.
Pentru arborele de iesire se va utiliza Rulment radial axial cu role
conice 33210 STAS 6846-86.
-
41
2.9. ALEGEREA PENELOR
Canal de pana pentru pinionul cilindric -pana tip A: b=10mm ;
h=8mm; l=30mm;
Pana A 10x8x30 STAS 1004/81
Canal de pana pentru roata conica condusa- pana tip A: b=10mm;
h=8mm; l=30mm;
Pana A 10x8x30 STAS 1004/81
Canal de pana pentru roata cilindrica condusa-pana tip A: b=14 mm;
h=9mm; l=40mm;
Pana A 14x9x40 STAS 1004/81
III. PROIECTAREA TRANSMISIEI CU CURELE
TRAPEIZODALE
-
42
Alegerea tipului curelei se face pe baza nomogramei din figura 3.1
pentru curele trapezoidale nguste, n funcie de puterea la arborele motor PME
i de turaia roii conductoare n1 = nME.
Se prefer utilizarea curelelor trapezoidale nguste care conduc la un
gabarit mai mic al transmisiei dect curele clasice.
Fig. 3. Nomograma pentru alegerea curelelor trapezoidale nguste.
Se prefer utilizarea curelelor trapezoidale nguste care conduc la un
gabarit mai mic al transmisiei dect curele clasice.
Se alege o curea trapezoidal Tip SPZ Dp1=63...180.
Fig. 3.2. Forele din curelele trapezoidale nguste.
-
43
Pentru profilele de curele situate pe nomograme n apropierea frontierelor
dintre domenii se recomand alegerea tipului de curea de sub linia oblic.
n tabelul 3.1 sunt indicate elementele geometrice ale seciunii curelelor
i lungimile lor primitive.
Alegerea diametrului primitiv al roii mici Dp1 se face funcie de tipul
curelei respectndu-se indicaiile din STAS 1162-67.
Se alege Dp1=71 [mm].
Diametrul primitiv al roii mari
12 pcp DiD
mmDp 2,92713,12
Unde: ic raportul de transmisiei prin curele, ic=1,3
Dac nu exist restricii, se rotunjete la valoarea cea mai apropiat
STAS 1162 67.
Dac se folosete rol de ntindere diametrul acesteia se va lua:
12 5,1...1 pp DD
Se alege din STAS Dp2=125 [mm].
Alegerea preliminar a distanei dintre axe A
0,72(Dp1 + Dp2) A 2(Dp1 + Dp2)
0,72(71 + 125) A 2(71 + 125)
141,12 A 267
Se alege distana preliminara dintre axe A250 [mm].
Unghiul dintre ramurile curelei
A
DD pp
2arcsin2
12
-
44
4,12
2502
71125arcsin2
Se alege unghiul dintre ramurile curelei =13.
Unghiul de nfurare pe roata mic de curea
pentru roata mic:
1 = 180
1 = 180 13=167
pentru roata mic:
2 = 180 +
2 = 180 +13=193
Lungimea primitiva a curelei
A
DDDDADDAL
pppp
ppp42
23602
sin2
21221
2211
mmLp 60,370125193711673602
13sin2502
Lungimea primitiv a curelei se rotunjete la valoarea standardizat cea
mai apropiat.
Se adopt Lp=400 [mm].
Viteza periferica a curelei
60000
11 nDv
p
smv /40,1060000
180071
Se recomand ca viteza periferic a curelei s nu depeasc 30 m/s la
curelele trapezoidale clasice i 40 m/s la curelele nguste.
-
45
Numarul preliminar de curele
oL
MEf
Pcc
Pcz
0
5,507,3961,08,0
910
z
Unde: cL - coeficient de lungime care se alege din tabel n funcie de lungimea
primitiv a curelei Lp.
cf - coeficient de funcionare care se alege funcie de natura mainii
motoare i a celei de lucru. Vom considera, ca i n cazul coeficientului cs, o
valoare c f =1.
c - coeficient de nfurare dat de relaia:
c=10,003(1801)=1-0,003(180-167)=0,961
P0 - puterea nominal transmis de o curea se alege din STAS 1163-71.
Pentru valori intermediare ale parametrilor n1, Dp1 i i se va folosi
interpolarea liniar.
Numrul final de curele
zc
zz 0
95,49,0
5,5z
Unde: cz este coeficientul numrului de curele dat n tabelul 3.1
Rezult z=5 curele.
Tabel 3.1
Coeficientul numrului de curele cz
Numrul de curele z0 cz
23 0,95
4.6 0,90
peste 6 0,85
-
46
Numrul rezultat z se rotunjete la valoare ntreag. Se recomand ca z 8.
Frecvena ndoirii curelelor
pL
vxf 310
Hzf 26400
4,101103
Unde: x numrul roilor de curea ale transmisiei, x=1
v viteza periferic a curelei, n m/s.
Lp - lungimea primitiv a curelei (valoarea standardizat aleas), n mm.
Se recomand ca frecvena ndoirilor s nu depesc 40 Hz la curele cu
inserie reea, respectiv 80 Hz la curele cu inserie nur.
Fora periferic transmis:
v
PF ME 310
NF 12504,10
9103
Fora de ntindere iniial a curelei (F0) i cea de apsare pe arbori (Fa)
sunt egale cu:
F0 = Fa = (1,5.....2)F
F0 = Fa = 1,751250=2187,5 [N]
Roile pentru curele trapezoidale sunt standardizate n STAS 116284
care stabilete forma, dimensiunile i metodele de verfificare geometric ale
canalelor roilor. Figura 3.3. prezint forma i principalele dimensiuni ale
canalelor roilor pentru curele trapezoidale, iar tabelul 3.2, d elementele
geometrice ale acestor canale.
-
47
Fig. 3.3. Forele din curelele trapezoidale nguste.
Tabel 3.2
Limea roii de curea:
B = (z 1)e + 2f
B = (51)12 + 27=62 [mm]
IV. ALTE ELEMENTE CONSTRUCTIVE ALE
REDUCTORULUI
4.1. Flanse pentru fixare
-
48
Asamblarea celor doua carcase , superioara si inferioara, se realizeaza
prin intermediul flanselor si suruburilor(fig. 2.6.). Latimea flansei k, se
determina in asa f fel incat piulita de strangere sa poata fi rotita cu cheia
fixa, cu un unghi mai mare de 60.
k=2,7d [1, pag121]
k=2,716=43,2
Se va utiliza flanse cu latimea de 43,2 [mm] si cu grosimea de 13 [mm]
(pentru capacul superior), respectiv 16 mm (pentru capacul inferior).
Fig. 2.6. Cuplaje cu flanse.
4.2. Suruburi cu cap hexagonal
Asamblarea celor doua carcase , superioara si inferioara, se realizeaza
prin intermediul flanselor si suruburilor.
Se va utiliza Surub cu cap hexagonal B M16x120 STAS 5259.
4.3. Stifturi
-
49
Pozitia carcsei superioare trebuie sa fie fixata in raport cu carcasa
inferioara prin intermediul a doua stifturi cilindrice, care se aseaza la distanta
mare intre ele (pe diagonala suprafetei de contact ).
Diametrul stifturilor se alege dupa formula:
ds=0,8d [1, pag121]
ds=0,7516=12 [mm]
Se va utiliza Stift cilindric A 12x30 STAS 1599-80 OLC 45.
4.4. Piulite
Pentru a se realiza asamblarea filetata se vor utilize piulite hexagonale.
Se va utiliza Piuli B-M16 STAS 922-75 grupa 5.
4.5. aibe
Pentru asigurarea asamblarilor filetate se vor utiliza saibe Grower.
Se va utiliza Saiba Grower N18 STAS 7666/2-80.
4.6. Dop de golire
Uleiul din carcasa reductorului, utilizat pentru ungere, este necesar sa
fie schimbat dupa un anumit timp de functionare (dupa rodaj, dupa un
anumit timp de exploatare prevazut etc.) in care scop reductorul este prevazut
in partea inferioara cu un dop de golire a uleiului(fig. 2.7).
Se va utiliza un Dop de golire filetat 14 x 1,5 STAS 5304 80 grupa 4.8.
-
50
Fig. 2.7. Dop de golire.
4.7. Dop de aerisire
Pentru a se evita aparitia unor suprapresiuni in carcasa reductorulul, in
partea de sus a carcasei se monteaza un aerisitor(fig. 2.8.), avand rolul de
egalizare a presiunii din reductor cu presiunea atmosferica.
Se va utiliza un Dop de aerisire M30x2 STAS 5606 grupa 4.8.
Fig. 2.8. Dop de aerisire.
4.8. Indicator de nivel al uleiului
Nivelulul uleiului din reductor trebuie sa se afle intre doua limite,
maxima si minima, stabilite de proiectant si marcat pe un indicator fixat in
reductor.
Se va utiliza o Joj.
4.9. Inele de ridicare
Pentru o manipulare usoara (mecanizat) a reductoarelor se introduc in
carcasa inele de ridicare(fig. 2.9.) si se prevad umeri, cu ajutorul carora
reductorul poate fi ridicat si transportat.
Se va utiliza un Inel urub M56 STAS 3186-77.
-
51
Fig. 2.9. Inel de ridicare.
4.10. Etansari
Pentru a se realiza etansarea contactului dintre pisele fixe, aflate in
miscare relativa sau in miscare de rotatie, se uilizeaza diferite tipuri de
etansari.
Se va utiliza Inel elastic de tip O STAS 7320/2 -80.
Se va utiliza Manseta 355071-1 P STAS 7950/2-87.(fig. 2.10)
Fig. 2.10. Manseta.
4.11. Carcasa
Carcasa reductorului fixeaz poziia relativ a arborilor i implicit a
roilor dinate. Ca urmare, pentru asigurarea unei angrenri ct mai corecte,
este necesar o bun rigiditate a carcasei. Pentru realizarea unui montaj
lesnicios al arborilor, roilor dinate i rulmenilor carcasa este realizat din
dou buci: carcasa inferioar i cea superioar.
-
52
Uzual carcasele reductoarelor se execut prin turnare din font (Fc 150,
Fc 250 STAS
568-82) i mai rar din oel (OT 45, OT 55 STAS 600-82). n cazul produciei de
unicate sau de
serie mic se poate realiza o construcie sudat a carcasei, folosind tabl de
oel (OL37, OL42 sau OL44 STAS 500/2-80).
Carcasa reductorului din tema de proiect se va realiza din fonta Fc 250
STAS
568-82 turnata.
BIBLIOGRAFIE
1. Antal, A. & colectiv "Reductoare", Institutul politehnic Cluj-Napoca, 1994.
2. Crudu, I. "Atlas de reductoare cu roi dinate. " Bucureti, Editura
Didactic i Pedagogic, 1981
-
53
3. Radulescu, Gh. " ndrumator de proiectare n construcia de maini " vol.3,
Bucuresti, Editura Tehnic, 1986.
4. Stoica, G. "Indrumar de proiectare- Transmisii mecanice cu reductoare ntr-
o treapt", Editura Politehnica Bucuresti, 2005
CUPRINS TEMA PROIECTULUI ........................................................................................................... 2
I. MEMORIU TEHNIC ............................................................................................. 3
1.1. DEFINIIE .................................................................................................................. 3
1.2. TIPURI DE REDUCTOARE ....................................................................................... 5
-
54
1.3. VARIANTE CONSTRUCTIVE DE REDUCTOARE ................................................ 11
1.4. CONICO-CILINDRICE ............................................................................................. 11
II. MEMORIU DE CALCUL ................................................................................... 13
1.5. SCHEMA CINEMATICA A REDUCTORULUI ....................................................... 13
2.1.1. Stabilirea rapoartelor de transmitere ............................................. 13
2.1.2. Determinarea puterilor si momentelor pe arbori ......................... 14
2.1. DIMENSIONAREA ANGRENAJULUI CONIC ....................................................... 15
2.1.1. Diametrul de divizare al pinionului conic ..................................... 15
2.1.2. Calculul geometric al angrenajului conic cu dinti drepti .......... 16
2.2. CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC ........................................................... 20
2.2.2. Calculul dinstantei axiale minime ................................................... 21
2.2.3. Calculul geometric al angrenajului cilindric exterior cu dinti
drepti 23
2.3. FORELE DIN ANGRENAJUL CONIC ................................................................... 26
2.4. FORELE DIN ANGRENAJUL CILINDRIC ........................................................... 28
2.5. CALCULUL SI DIMENSIONAREA ARBORILOR .................................................. 28
2.5.1. Verificarea si determinarea reactiunilor din arbori .................... 30
2.5.2. Verificarea la oboseala a arborilor ................................................... 36
2.6. CALCULUL RANDAMENTULUI REDUCTORULUI ............................................. 39
2.7. ALEGEREA LUBRIFIANTULUI ............................................................................. 40
2.8. ALEGEREA RULMENTILOR .................................................................................. 40
2.9. ALEGEREA PENELOR ............................................................................................ 41
III. PROIECTAREA TRANSMISIEI CU CURELE TRAPEIZODALE ............... 41
IV. ALTE ELEMENTE CONSTRUCTIVE ALE REDUCTORULUI ................. 47
4.1. Flanse pentru fixare ...................................................................................... 47
4.2. Suruburi cu cap hexagonal ........................................................................ 48
4.3. Stifturi .............................................................................................................. 48
4.4. Piulite ................................................................................................................ 49
4.5. aibe .................................................................................................................. 49
4.6. Dop de golire ................................................................................................... 49
4.7. Dop de aerisire ............................................................................................... 50
-
55
4.8. Indicator de nivel al uleiului ....................................................................... 50
4.9. Inele de ridicare.............................................................................................. 50
4.10. Etansari ............................................................................................................ 51
4.11. Carcasa ............................................................................................................ 51
BIBLIOGRAFIE .................................................................................................................... 52