Cinematica, Organologia Si Exploatarea Masinilor Unelte.pdf

Prof. dr. ing. Constantin STOIAN

CINEMATICA, ORGANOLOGIA ŞI EXPLOATAREA MAŞINILOR UNELTE

2014

UNIVERSITATEA „DUNĂREA DE JOS” DIN GALAŢI FACULTATEA DE INGINERIE

Editura Fundaţiei Universitare „Dunărea de Jos” din Galaţi, acreditată de către CNCSIS Bucureşti. Director prof. univ. dr. Cosma TUDOSE

Referent ştiinţific Prof. dr. ing. Gabriel FRUMUŞANU

©Editura Fundaţiei Universitare „Dunărea de Jos”din Galaţi, 2014 ISBN 978-973-627-533-3

www.editura.ugal.ro [email protected]

CUPRINS 1. Noţiuni generale............................................................................... 5 1.1. Arhitectura, cinematica şi clasificarea maşinilor-unelte......... 5 1.2. Productivitatea maşinii-unelte................................................. 8 1.3. Caracteristici tehnice de proiectare şi exploatare.................... 9 2. Lanţurile cinematice ale maşinilor-unelte........................................ 12 2.1. Clasificare şi caracteristici ...................................................... 12 2.2. Lanţuri cinematice tehnologice............................................... 15 2.3. Lanţuri cinematice generatoare complexe............................... 34 2.4. Lanţuri cinematice auxiliare.................................................... 52 3. Mecanisme specifice structurilor cinematice................................... 58 3.1. Mecanisme pentru reglarea în trepte a turaţiei........................ 58 3.2. Mecanisme pentru obţinerea mişcării de translaţie................. 62 3.3. Mecanisme pentru obţinerea mişcării intermitente................. 73 3.4. Mecanisme pentru inversarea sensului de mişcare.................. 77 4. Organe de maşini specifice maşinilor-unelte................................... 82 4.1. Piese portante.......................................................................... 86 4.2. Sisteme de ghidare...................................................................90 4.3. Arbori principali...................................................................... 107 4.4. Şuruburi conducătoare............................................................. 119 5. Strunguri........................................................................................... 132 5.1. Strunguri normale (longitudinale)........................................... 132 5.2. Strunguri carusel (verticale).................................................... 138 5.3. Strunguri revolver................................................................... 142 5.4. Strunguri automate.................................................................. 147 5.5. Strunguri de detalonat............................................................. 153 6. Maşini de găurit................................................................................ 156 6.1. Maşini de găurit cu coloană sau cu montant........................... 157 6.2. Maşini de găurit radiale........................................................... 158 6.3. Maşini de găurit cu masă în coordonate şi cap revolver......... 160 6.4. Maşini pentru prelucrarea găurilor adânci.............................. 162 7. Maşini de frezat................................................................................ 166 7.1. Maşini de frezat cu consolă..................................................... 168 7.2. Maşini de frezat plan............................................................... 171 7.3. Maşini de frezat circular.......................................................... 172 7.4. Maşini de frezat longitudinal .................................................. 173 7.5. Maşini de alezat şi frezat......................................................... 174

3

8. Maşini de rabotat.............................................................................. 177 8.1. Maşini de rabotat transversal................................................... 178 8.2. Maşini de rabotat longitudinal................................................. 179 8.3. Maşini de mortezat.................................................................. 181 9. Maşini de rectificat........................................................................... 183 9.1. Maşini de rectificat plan.......................................................... 185 9.2. Maşini de rectificat rotund între vârfuri.................................. 187 9.3. Maşini de rectificat rotund fără centre..................................... 191 10. Maşini de suprafinisat...................................................................... 195 10.1. Maşini de honuit..................................................................... 195 10.2. Maşini de lepuit....................................................................... 198 11. Maşini de danturat............................................................................ 200 11.1. Maşini de danturat cu freză melc-modul................................. 201 11.2. Maşini de mortezat dantură cu cuţit roată............................... 210 11.3. Maşini de rectificat dantură cu disc abraziv biconic............... 217 12. Tendinţe în proiectarea maşinilor-unelte.......................................... 223 12.1. Depăşirea limitelor.................................................................. 225 12.2. Maşini-unelte reconfigurabile................................................. 235 13. Mentenanţa maşinilor-unelte........................................................... 241 13.1. Fiabilitate ................................................................................ 241 13.2. Mentenabilitate........................................................................ 264 13.3. Disponibilitate......................................................................... 267 13.4. Managementul mentenanţei maşinilor-unelte......................... 281 Bibliografie............................................................................................. 301

4

Cap. 1. NOŢIUNI GENERALE 1.1. Arhitectura, cinematica şi clasificarea maşinilor Maşina poate fi definită ca un sistem tehnic alcătuit din corpuri solide dintre care unele execută mişcări determinate în timp şi spaţiu realizând o anumită transformare de energie. După modul în care au loc transformările energetice, maşinile se împart în două categorii: a) maşini de forţă (motoare, generatoare) - care primesc energie şi o transformă fără a o utiliza direct; b) maşini de lucru - care consumă energia primită de la maşinile de forţă şi efectuează lucru mecanic prelucrarea semifabricatelor (modificarea formei şi a dimensiunilor) sau pentru transportul acestora. După natura procesului, maşinile de lucru pot avea următoarele destinaţii: • turnare: maşini pentru executarea formelor, maşini pentru turnare centrifugală etc.; • deformare plastică: prese şi ciocane mecanice, hidraulice, laminoare etc.; • aşchiere: maşini-unelte pentru strunjire, frezare, rectificare etc. Maşinile-unelte sunt maşini de lucru destinate generării suprafeţelor pieselor printr-un proces de aşchiere în anumite condiţii de precizie, calitate a suprafeţei, productivitate şi cost de fabricaţie. Procesul de aşchiere are loc ca urmare a mişcării relative dintre sculă şi semifabricat. Generarea unei suprafeţe implică o formă specifică a sculei şi o anumită cinematică a maşinii-unelte. Părţile principale şi arhitectura unei maşini-unelte sunt prezentate în figura 1.1. Batiul maşinilor-unelte serveşte pentru montarea elementelor componente ale lanţurilor cinematice, organelor de lucru, instalaţiilor auxiliare etc. 5

Sistemul de forţă (SF) este format din motoare electrice (M1, M2, M3) şi lanţuri cinematice (L1, L2,...., L8) cu ajutorul cărora sunt antrenate în mişcare organele de lucru. După felul mişcărilor, se deosebesc următoarele categorii de lanţuri cinematice: a) lanţul cinematic principal (L1) – necesar transmiterii şi reglării mişcării I care, în raport cu celelalte, are valoarea cea mai mare a vitezei de lucru; b) lanţurile cinematice de avans (L2, L3, L4) – care transmit şi reglează mişcările săniilor sistemului de lucru (II, III, IV) pe care sunt montate sculele aşchietoare sau semifabricatele supuse prelucrării; c) lanţurile cinematice pentru mişcări auxiliare (L5, L6, L7, L8) asigură poziţionarea reciprocă a elementelor sistemului de lucru, alimentarea cu scule şi semifabricate, controlul dimensional al procesului cu ajutorul unor instalaţii (IA1, IA2) ce coordonează funcţionarea maşinii în ansamblu. Cinematica unei maşini-unelte este caracterizată de totalitatea lanţurilor de generare şi auxiliare. Structura unei maşini-unelte presupune existenţa a minimum un lanţ cinematic principal şi unul de avans (fac excepţie maşinile de broşat). În consecinţă, orice maşinăunealtă are, cel puţin, două organe de lucru (arbore sau ax principal, sanie, cărucior, culisor etc.) acţionate de către un lanţ cinematic. Ciclul de lucru este definit de suma mişcărilor de generare şi auxiliare necesare prelucrării semifabricatului. Ciclul de funcţionare conţine, pe lângă cinematica specifică ciclului de lucru, următoarele mişcări auxiliare: alimentarea cu semifabricat, centrarea şi fixarea acestuia, evacuarea piesei finite şi a şpanului, oprirea maşinii etc. Sistemul de lucru (SL) este format din totalitatea elementelor care servesc pentru prinderea sculelor şi a semifabricatelor (arbori principali, sănii, mese). Sistemul de comandă (SC) controlează modul de funcţionare a maşinii-unelte. Prin diferite circuite (C1, C2, C3, C4), se transmit comenzi elementare la sistemul de forţă cu scopul de a determina: pornirea şi oprirea motoarelor, cuplarea şi decuplarea lanţurilor cinematice, schimbarea vitezei organelor de lucru, inversarea sensului de mişcare, coordonarea deplasărilor a două organe de lucru etc. Clasificarea maşinilor-unelte poate fi realizată în funcţie de:

6

L8



L6 M2

M3

IA1 L5

C3

M1

program

C1

C2

SC

C4

V

IA2

L2

L3

L4

VI

L1

IV

II

L7

m1

I

III

m2

a) tipul operaţiei: strunguri, maşini de frezat, maşini de găurit, maşini de rabotat sau mortezat, maşini de rectificat, maşini de broşat etc.;

Fig. 1.1. Structura unei maşini-unelte 7

b) gradul de universalitate al utilajului: maşini-unelte universale, maşini-unelte speciale; c) nivelul de automatizare a funcţionării: • neautomată - dacă numai mişcările de generare sunt realizate de utilaj; • semiautomată - dacă numai ciclul de lucru se realizează fără intervenţia lucrătorului; • automată - dacă întreg ciclul de funcţionare se desfăşoară fără participarea directă a operatorului. Pentru simbolizarea maşinilor-unelte se folosesc grupuri de litere şi cifre, de exemplu:  SN 400 – strung normal ce poate prelucra semifabricate bucăţi cu diametrul exterior maxim de 400 mm;  FUS 250 – maşină de frezat universală pentru sculărie având lăţimea săniei longitudinale de 250 mm;  GR 40 – maşină de găurit radială ce poate prelucra, în plin, găuri cu diametrul maxim de 40 mm;  RP 300 – maşină de rectificat plan având lăţimea mesei de 300 mm;  S 700 – şeping având lungimea maximă a cursei de lucru 700 mm;  FD 400 – maşină de prelucrat dantura roţilor cu diametrul exterior maxim de 400 mm;  AF 80 – maşină de alezat şi frezat având diametrul arborelui principal de 80 mm;  SARO 25 – strung automat cu cap revolver, cu axă orizontală, destinat prelucrării pieselor din bară cu diametrul maxim de 25 mm;

1.2. Productivitatea maşinii-unelte Pentru a fi competitivă, o maşină-unealtă trebuie să prelucreze cu productivitate cât mai mare, în condiţii de precizie impuse, şi să permită deservire şi întreţinere uşoară. Productivitatea maşinii-unelte se defineşte ca raportul dintre numărul „n” de piese identice şi timpul „t”, necesar prelucrării acestora, respectiv n 1 Q  . (1.1) t T 8

Din relaţia (1.1) rezultă că productivitatea este cu atât mai mare cu cât timpul unitar, T, este mai redus. Acesta are următoare expresie

T  tb  ta  tc 

tp n

,

(1.2)

în care: tb este timpul de bază şi respectiv timpul efectiv de aşchiere; ta – timpul auxiliar, consumat pentru operaţii auxiliare (prinderea sau desfacerea semifabricatului, apropierea sau îndepărtarea sculei, schimbarea regimului de aşchiere sau a sensului mişcării); tc – timpul consumat de către lucrător pentru controlul dimensional; tp – fond de timp utilizat pentru pregătirea maşinii-unelte, sculelor, dispozitivelor şi verificatoarelor precum şi de documentare a lucrătorului asupra conţinutului desenului de execuţie şi a fişei tehnologice. Pentru creşterea productivităţii maşinii-unelte, este necesar să se micşoreze toate componentele timpului unitar. Timpul de bază se poate reduce folosind regimuri de aşchiere intensive, micşorând adaosurile de prelucrare, suprapunând mişcările de generare sau prelucrând simultan mai multe piese. Reducerea timpului auxiliar se realizează prin mărirea vitezelor de executare a mişcărilor auxiliare dacă lanţurile cinematice în cauză sunt acţionate chiar de către maşinaunealtă. În acest caz, lucrătorul are sarcina de a comanda pornirea şi întreruperea mişcării în lanţul auxiliar. Reducerea timpului auxiliar se poate realiza şi prin suprapunerea acestor mişcări cu unele similare sau, uneori, cu mişcări de generare.

1.3. Caracteristici tehnice de proiectare şi exploatare În etapa de proiectare precum şi în cea de exploatare, maşinileunelte sunt definite prin următoarele caracteristici: a) schema procesului de aşchiere, care stabileşte destinaţia şi gradul de universalitate, este dată de forma sculelor şi mişcarea lor relativă faţă de semifabricat;

9

b) forma şi dimensiunile sistemelor de prindere a sculelor şi semifabricatelor precum şi cursele maxime (poziţiile extreme) ale organelor de lucru; c) sistemul de comandă şi gradul de automatizare; d) precizia de prelucrare; e) puterea motoarelor de acţionare; f) randamentul mecanismelor din structura lanţurilor cinematice; g) sistemele de acţionare ale lanţurilor cinematice; h) dimensiunile de gabarit şi greutatea maşinii. Pentru a fi cât mai competitive din punct de vedere al satisfacerii cerinţelor tehnico-economice în exploatare, maşinile-unelte trebuie să corespundă cât mai bine următoarelor condiţii:  asigurarea preciziei şi calităţii suprafeţelor prelucrate ca urmare a unei bune precizii cinematice şi a unei rigidităţi tehnologice ridicate;  satisfacerea unor condiţii economice de lucru eficiente în tot domeniul de utilizare al maşinii în condiţiile în care preţul maşiniiunelte influenţează costul prelucrării prin cota de amortisment;  durabilitate înaltă a mecanismelor de acţionare şi a ghidajelor, siguranţa în funcţionare, randament ridicat al lanţurilor cinematice, deservire şi întreţinere uşoară;  asigurarea unui microclimat bun al locului de muncă prin iluminat corespunzător, nivel scăzut de zgomot, condiţii ergonomice capabile să reducă efortul fizic şi solicitarea nervoasă a operatorului;  implementarea în structura maşinii a unor soluţii tehnice în vederea protejării lucrătorului împotriva accidentelor de muncă chiar şi în condiţii de neglijenţă a acestuia. C

operaţia 1

C2min.

operaţia 2

C1min. v [m/min] Fig. 1.2. Variaţia costului de prelucrare în raport cu viteza de aşchiere

10

Costul prelucrării pe maşina-unealtă precum şi capacitatea de prelucrare a acesteia depind, în mare măsură, de posibilităţile prevăzute pentru reglarea regimului de aşchiere. În figura 1.2 este reprezentată dependenţa cost de prelucrareviteză de aşchiere C = f(v). Creşterea costului de producţie al unei maşini, prin includerea unor sisteme complexe pentru reglarea regimului de aşchiere, se justifică prin îmbunătăţirea condiţiilor de exploatare, reducerea costului de prelucrare pe maşina-unealtă respectivă precum şi prin creşterea gradului de universalitate al acesteia.

11

Cap.2. LANŢURILE CINEMATICE ALE MAŞINILOR-UNELTE 2.1. Definiţie, clasificare şi caracteristici Mişcarea relativă dintre sculă şi piesă, ca formă şi viteză, este determinată de cinematica generării suprafeţelor piesei precum şi de caracteristicile procesului de aşchiere. Totalitatea mecanismelor care realizează transformarea şi transmiterea mişcării de la motor la organul de lucru reprezintă un lanţ cinematic. Din punct de vedere funcţional, deosebim: - lanţuri cinematice generatoare tehnologice (principal, de avans); - lanţuri cinematice generatoare complexe (de filetare, de detalonare, de rulare etc.); - lanţuri cinematice auxiliare (pentru repoziţionarea semifabricatului, alimentarea cu scule sau semifabricate, schimbarea turaţiei sau a sensului de mişcare etc.). Structura lanţurilor cinematice este determinată de următorii factori: - distanţa dintre motor şi organul de lucru şi spaţiul disponibil pentru mecanisme; - raportul de reglare al semnalului de la ieşire; - raportul de transformare al semnalului, de la intrare la ieşirea din lanţul cinematic; - felul mişcării organului de lucru (rotaţie sau translaţie, mişcare continuă sau periodică, unisens sau alternativă); - modul de reglare a semnalului la ieşire (în trepte, continuu). Mecanismul, verigă de bază a lanţurilor cinematice, este un ansamblu de elemente legate prin cuple cinematice. Acesta se

12

defineşte prin raportul de transmitere (transfer) dintre mărimea de ieşire (ye) şi cea de intrare (yi) ale mişcării, y (2.1) i e , yi şi este o mărime dimensională sau adimensională (în funcţie de unităţile de măsură ale celor doi parametri). Dacă raportul de transmitere al mecanismului este reglabil, se poate defini capacitatea de reglare i (2.2) C i  max . i min Pentru proiectantul mecanismului, capacitatea de reglare a acestuia este condiţionată de raportul de reglare al mărimilor mişcării la ieşire respectiv intrare:

R e  yyee max y

min

,

R y i  yyi max

.

(2.3),(2.4)

i min

În consecinţă, din relaţiile (2.1), (2.2), (2.3) şi (2.4) obţinem Ci 

R y e R y i

.

(2.5)

Relaţia (2.5) permite proiectantului unui mecanism, care, prin temă, trebuie să asigure o anumită capacitate de reglare, să adopte o construcţie mai simplă şi mai economică folosind, în locul unui motor electric asincron cu o singură turaţie (Ryi=1), un altul cu două turaţii (Ryi=2). Lanţul cinematic, ca sistem de mecanisme legate în serie (figura 2.1,a), transmite mişcarea de la motorul ME la organul de lucru OL. Cunoscând rapoartele de transmitere ale mecanismelor componente, între semnalul de intrare (n0) şi cel de ieşire (nj) există relaţia nj = n0· it = n0· i1· i2· … · ik . (2.6) Pentru reglarea semnalului la ieşire, este necesar ca cel puţin unul dintre mecanisme să permită reglarea raportului de transmitere. Ţinând seama de existenţa mecanismelor cu raport de transmitere

13

constant (ic) şi a celor cu raport de transmitere variabil (iv), relaţia (2.6) va deveni (2.7) nj = n0· ic· iv = C· iv . yi1

ME n0

M1 i1

ye1 yi2

M2

OL

Mk ik

i2

nj

a)

1

OL1

OL1 n1

n1

ME n0

ME

OL2

2 b)

OL2

n0 n2

n2 c)

Fig. 2.1. Lanţuri cinematice: a - structura unui lanţ cinematic; b - lanţuri cinematice legate pentru a acţiona succesiv organele de lucru; c - idem, pentru a acţiona simultan. Rezultă că, semnalul de ieşire variază proporţional cu raportul de transmitere al lanţului cinematic. Domeniul de reglare al acestuia determină raportul de reglare al semnalului de ieşire: (nj)min= C· (iv)min , (nj)max= C· (iv)max , (2.8),(2.9) nj max = R(iv) . (2.10) R nj  nj

      min

În cazul unui sistem de mecanisme reglabile (iv1, iv2,..…), raportul total de reglare este R(iv) = R(iv1)· R(iv2)·… · R(ivk). (2.11) Condiţiile tehnico-economice impun folosirea unui număr cât mai redus de mecanisme în structura unei maşini-unelte. Aşadar, de câte ori este posibil, unele lanţuri cinematice pot folosi o parte din mecanismele altor lanţuri. În consecinţă, se pot lega lanţurile cinematice în scopul acţionării succesive (figura 2.1,b) sau simultane (figura 2.1,c) a mai multor organe de lucru de către acelaşi motor. 14

2.2. Lanţuri cinematice tehnologice 2.2.1. Lanţul cinematic principal Rol funcţional şi reglare. În procesul de generare a suprafeţelor este necesară o mişcare relativă a curbei generatoare faţă de cea directoare. Această mişcare, în raport cu un reper fix (batiul maşinii-unelte, de exemplu), poate avea loc în următoarele condiţii: - generatoarea mobilă, directoarea fixă (rabotare cu masă fixă, broşare etc.); - generatoare fixă, directoare mobilă (strunjire cilindrică, rabotare cu masă mobilă etc.); - generatoarea şi directoarea mobile (frezare, rectificare etc.). Lanţul cinematic principal asigură, pe traiectoria directoare, viteza de aşchiere (componenta cea mai mare a vitezei reale de aşchiere). Pentru o traiectorie circulară, mărimea vitezei va fi dn vc  , [m/min], (2.12) 1000 în care d este diametrul semifabricatului sau diametrul traiectoriei muchiei aşchietoare, [mm]; n – reprezintă turaţia acestora, [rot/min]. În cazul traiectoriilor rectilinii, mişcarea poate fi continuă sau alternativă. În primul caz, viteza este uniformă şi se exprimă prin L vc  , [m/min], (2.13) 1000T în care L este spaţiul parcurs într-un ciclu de aşchiere, [mm]; T – durata acestui ciclu, [min]. Mişcarea rectilinie alternativă poate fi realizată cu viteză uniformă (mecanisme şurub-piuliţă, pinion-cremalieră, cilindru-piston etc.) sau cu viteză variabilă (mecanisme bielă-manivelă, culisă oscilantă etc.). Ciclul cinematic este o cursă dublă de mărime L parcursă cu viteza vc = v1 , în cursa activă, şi cu viteza v2 > v1 în cea de retragere.

15

În figura 2.2, este prezentată structura lanţului cinematic principal cu diferite soluţii pentru reglarea în trepte a mărimii mişcării la ieşire. Variaţia turaţiei la ieşirea din lanţul cinematic se realizează prin reglarea raportului de transmitere total, prin schimbarea turaţiei motorului electric sau, la limită, folosind ambele soluţii. CV

ME

RS

ME n0 i1 i2….ik

nj

Aj Bj

n0

b)

a) ME

n0

nj

ME

II

ic

ij

nj n01, n02

nj d) c) Fig. 2.2. Soluţii pentru reglarea în trepte a mişcării principale: a - cutie de viteze; b - roţi de schimb; c - conuri etajate şi curea; d - motor electric asincron trifazat cu mai multe turaţii. I

Astfel, se pot obţine următoarele valori extreme: nmin = (n0)min·imin , nmax = (n0)max·imax .

(2.14)

Aşadar, raportul de reglare al lanţului cinematic principal este n R n  max R n 0 R i . (2.15) n min Pentru un anumit tip de maşină-unealtă, experienţa practică impune reglarea vitezei într-un domeniu [vmin….vmax] iar diametrul semifabricatului ce se poate prelucra variază între limitele [dmin….dmax]. Rapoartele de reglare pentru viteză şi diametru vor fi:

16

v d (2.16) R v  max , R d  max . v min d min Ţinând cont de relaţia (2.12), se poate scrie legătura dintre Rn,

Rv şi Rd

(2.17) Rn = Rv ·Rd . Formula (2.17) arată că, raportul de reglare a turaţiei este cu atât mai mare cu cât gradul de universalitate a maşinii este mai ridicat. Mecanismele specifice pe care le conţine lanţul cinematic principal sunt prezentate în figura 2.3,a, dacă la ieşire avem arbore principal cu mişcare de rotaţie, respectiv în figura 2.3,b, pentru cazul unui mecanism final având mişcare de translaţie.

ME

ij C

n0

C

ME n0

AP

a)

MR

I

nj

F

2

MR

vj

MT

ij 1

L1

L2

Fig. 2.3. Mecanisme specifice lanţului în funcţie de natura mişcării principale: a - rotaţie; b - translaţie. În figura 2.3, notaţiile utilizate au următoarele semnificaţii: ME - motor electric, C - cuplaj, I - inversor, MR - mecanism de reglare, F - frână, AP - arbore principal, MT - mecanism de transformare a mişcării de rotaţie în translaţie, L1, L2 - limitatoare de cursă.

17

b)

….

Şirul de turaţii la arborele principal. Generarea suprafeţelor pe maşini-unelte este condiţionată nu numai de criterii geometrice şi tehnologice, ci şi de cele economice care reclamă obţinerea suprafeţei printr-un proces de aşchiere de maximă productivitate, asigurându-se precizia dimensională şi rugozitatea prescrise în desenul de execuţie. Prin restricţii economice se subînţeleg un cost minim pentru sculă şi întreţinerea. Structura şirului de turaţii (n1, n2, … , nq) al arborelui principal rezultă impunând anumite condiţii de exploatare a maşiniiunelte în privinţa productivităţii. Viteza principală de aşchiere, exprimată prin relaţia (2.12), este o funcţie liniară de doi parametri, v = f (d, n), şi se reprezintă grafic conform figurii 2.4. v nq………..…..nj Pj vj ne Pe ve nj-1 Pj-1 vj-1

n2 n1 0 d d1 Fig. 2.4. Structura şirului de turaţii al arborelui principal În anumite condiţii de lucru, pentru prelucrarea unui semifabricat având diametrul d1, este necesară viteza economică ve. Astfel, putem calcula turaţia economică, ne, care se va găsi într-un interval mărginit de două turaţii succesive din şir (2.18) ne[nj-1 , nj] . Se poate demonstra că, este mai productiv să utilizăm în procesul de aşchiere turaţia maşinii imediat inferioară celei economice (nj-1) deoarece creşterea timpului de bază datorată micşorării vitezei este compensată de reducerea timpului auxiliar consumat cu reascuţirea şi schimbarea sculei. În consecinţă, rezultă o pierdere de 18

viteză de aşchiere, faţă de valoarea optimă, ce poate fi exprimată prin diferenţele absolute şi relative: v = ve - vj-1 ,

v 

v , ve

v max 

(v)max = vj - vj-1 ,

v max vj



n j  n j1 nj

 1

(2.19) n j1 nj

. (2.20)

Impunând ca pierderea relativă maximă de productivitate să fie constantă în toate intervalele şirului, se obţine: n j1 1 1  ct.  1  , nj = φnj-1 . (2.21) nj  Relaţia (2.21) exprimă faptul că şirul de turaţii n1, n2, … , nq trebuie ordonat ca o progresie geometrică de raţie   1. Raportul de reglare Rn se poate calcula cu relaţia nq

 q 1 . (2.22) n1 Admiţând o pierdere relativă de viteză de maxim 50%, se poate calcula, cu formula (2.20), intervalul în care ia valori raţia  12. (2.23) Limita din stânga intervalului este specifică mecanismelor de reglare continuă a turaţiei. Pe plan internaţional, s-a limitat numărul de valori ale raţiei  pentru a uşura calculul structurilor cinematice. În acest sens, s-a impus ca raţia  să îndeplinească două condiţii: a) să permită realizarea unor şiruri normale de numere(progresii geometrice zecimale); b) să faciliteze utilizarea motoarelor cu mai multe turaţii ordonate în progresie geometrică cu raţia 2. În consecinţă, Rn 

k

k

  1 10 , k1∈Z, respectiv   2 2 , k2∈Z. (2.24),(2.25) În aceste condiţii, proiectanţii folosesc valori ale raţiei din următorul şir:   {1,06; 1,12; 1,19; 1,26; 1,32; 1,41; 1,58; 1,78; 2}. (2.26)

19

Raţia  = 1,26 are cea mai largă utilizare pentru formarea şirurilor de turaţii la maşini-unelte universale. Pentru utilajele destinate producţiei de serie mare şi de masă, având în vedere durata relativ mare de lucru în anumite condiţii cinematice, se impune realizarea unei diferenţe cât mai mici între viteza economică de aşchiere şi cea furnizată de maşina-unealtă. Se recomandă adoptarea unor şiruri cu gradaţie mai fină (de exemplu,  =1,12). Alegerea mecanismelor elementare pentru reglarea turaţiei se realizează în funcţie de mărimea domeniului de reglare a acesteia, numărul termenilor, frecvenţa comutărilor, randamentul transmisiei, complexitatea construcţiei etc. Mai frecvent întâlnite sunt cele cu roţi comutabile (baladoare), cu roţi de schimb precum şi cu roţi etajate. Structura cutiilor de viteze. Cutia de viteze reprezintă totalitatea mecanismelor cu roţi dinţate şi cuplaje comutabile cu ajutorul cărora se realizează variaţia în trepte a turaţiei arborelui principal. Când numărul comutărilor este relativ mare (q4), acesta poate fi descompus în factori q = q1 q2 q3 …  qk . (2.27) Mecanismele comutabile dintre doi arbori consecutivi formează o grupă cinematică care este caracterizată de un număr de rapoarte de transmitere egal cu cel al comutărilor. În acest context, numărul total de comutări, atribuit prin formula (2.27) unei grupe, este echivalent cu legarea în serie (cascadă) a „k” grupe cinematice având q1, q2, … , qk comutări. Prin descompunerea cutiei de viteze în grupe cinematice se realizează următoarele:  micşorarea numărului de angrenaje necesare pentru a realiza „q” trepte de turaţie, ceea ce rezultă din relaţia q  q1+ q2+ q3 +… + qk ; (2.28)  reducerea importantă a turaţiei la ieşire, fără a folosi mecanisme speciale, în baza expresiei raportului total de transmitere (2.29) it = i1 i2 i3 …  ik ;  permite obţinerea unor rapoarte de reglare (Rn) foarte mari;  asigură o construcţie compactă a cutiei de viteze (folosirea unor arbori mai scurţi). Pentru simplificarea notaţiilor, vom analiza structura unei cutii de viteze cu trei grupe cinematice (figura 2.5) ce realizează „q” trepte

20

ale turaţiei la arborele principal şi este caracterizată de următoarea formulă structurală : q = q1q2q3 , 18=332 .

(2.30)

Rapoartele de transmitere parţiale (ale grupelor cinematice) sunt ordonate crescător: i11< i12 < i13 , i21< i22 < i23 , i31< i32. (2.31) Primul indice nominalizează grupa căreia îi aparţine raportul iar cel de-al doilea ordonează după mărime. I II

G1 n0

i11 i 12 i 13

G2 i21 i22 i23

III

G3 i31

IV

i32

nj

Fig. 2.5. Structura unei cutii de viteze cu trei grupe cinematice Pentru a realiza, la ieşirea din cutia de viteze, un şir de q=18 valori distincte ale turaţiei, ordonate în progresie geometrică cu raţia , trebuiesc satisfăcute următoarele condiţii:  rapoartele de transmitere parţiale să fie distincte, conform (2.31);  rapoartele de transmitere totale, obţinute ca produs cartezian al mulţimilor (i11, i12, i13), (i21, i22, i23) şi ( i31, i32), să fie termeni ai unei progresii geometrice având aceeaşi raţie  conform relaţiilor: nj = n0  ij , nj-1 = n0  ij-1 , (2.32) (2.33) nj = nj-1    ij = ij-1   ;  ca o consecinţă a condiţiei anterioare, şi rapoartele de transmitere parţiale, ale oricărei grupe, trebuie să aibă valori distincte şi să fie ordonate în progresii geometrice de diferite raţii:

21

i i i i i 1  12  13 ,  2  22  23 , 3  32 . (2.34) i11 i12 i 21 i 22 i 31 Dacă 1 < 2 < 3 , şirul de rapoarte totale de transmitere şi, implicit, de turaţii la arborele principal, se exprimă prin relaţiile: n1 = n0 i11 i21 i31, n10 = n0 i11 i21 i32 = n1 9, n2 = n0 i12 i21 i31 = n1, n11 = n0 i12 i21 i32 = n110, n3 = n0 i13 i21 i31 = n12, n12 = n0 i13 i21 i32 = n111, (2.35) 3 n4 = n0 i11 i22 i31 = n1 , n13 = n0 i12 i22 i32 = n112, ……………………… ………………………... 8 n9 = n0 i13 i23 i31 = n1 , n18 = n0 i13 i23 i32 = n117. Din relaţiile (2.33) şi (2.35) rezultă: 1 = 1, 2 = 3, 3 = 9. (2.36) Exponenţii x1 = 1, x2 = 3 şi x3 = 9 se numesc indici de structură. Aceştia arată periodicitatea comutărilor şi saltul dintre două rapoarte de transmitere consecutive din grupa respectivă. Ei se ataşează factorilor din formula structurală 18 = 31  33  29 . (2.37) Pentru cazul general, formula structurală se exprimă prin relaţia q  q1 x  q 2 x  .......  q k x , (2.38) 1 2 k în care: x1=1, x2=q1 , x3=q1q2 , ........., xk=q1 q2 q3 . . . qk-1 . Pentru un număr dat de comutări, se pot adopta mai multe formule structurale prin permutarea grupelor şi schimbarea ordinii de completare a indicilor. Observaţii: - de regulă, succesiunea indicilor coincide cu cea a grupelor; - din considerente constructive şi funcţionale, se evită atribuirea unor valori mari pentru indicii primelor grupe iar pentru ultima grupă se preferă un număr minim de comutări; - este obligatoriu ca una dintre grupe să aibă indicele de structură egal cu unitatea.

22

Reprezentarea grafică a turaţiilor şi a rapoartelor de transmitere. Un şir de turaţii în progresie geometrică (n1, n1, n12, ....) se reprezintă grafic, pe scară logaritmică, prin puncte echidistante (figura 2.6) conform relaţiilor: nk = n1φk-1 , log nk = log n1 + (k-1)log φ , n k  n1  (k  1)  , (2.39) în care s-au utilizat notaţiile: log n1= n1 , log φ=  şi log nk= n k .

n3

n2 

n1

0

 n3

Fig. 2.6. Reprezentarea grafică a turaţiilor Analog, şirul de turaţii realizat de o grupă cinematică cu raţia  poate fi formulat după cum urmează: n21=n1i1 , log n21=log n1+log i1 , (2.40) n22=n1i1 , log n22=log n1+log i1+log  etc. Relaţiile (2.40) pot fi exprimate simplificat astfel: n 21  n1  i1 , n 22  n1  i1   . (2.41) Expresiile (2.41) permit reprezentarea grafică a turaţiilor şi rapoartelor de transmitere conform figurii 2.7 cu următoarele precizări:  punctul B3, corespunzător turaţiei n23, este definit de următoarele caracteristici: n23=n1, i3=1 respectiv log i3=0;  punctele situate la stânga lui B3 sunt definite de rapoarte de transmitere subunitare spre deosebire de cele reprezentate la dreapta, care sunt supraunitare;  rapoartele de transmitere inverse (ij=1/ik) şi turaţiile corespunzătoare sunt reprezentate prin puncte simetrice faţă de B3;  dacă arborele conducător (I) are mai multe turaţii iar mişcarea se transmite prin acelaşi angrenaj, cu raportul de transmitere „i”, reprezentarea grafică se materializează prin linii paralele între cei doi arbori deoarece:

23

n i  21  n11

n 22  .....; n12

II

B1

log n 2k  log n1k  log i  ct. i1 I

(2.42)

n1

0

A

B2 B3 

B4 n 21

Fig. 2.7. Reprezentarea grafică a rapoartelor de transmitere Reprezentarea grafică a turaţiilor şi rapoartelor de transmitere, pentru toate grupele cinematice ale unei cutii de viteze, formează diagrama turaţiilor. Trasarea acesteia este posibilă dacă cunoaştem formula structurală şi rapoartele de transmitere minime. Pentru exemplificare, vom considera formula structurală 18=313329 şi rapoartele minime din fiecare grupă cinematică: i11=+2 , i21=-5 şi i31=-8. Graficul diagramei (figura 2.8) permite să se citească turaţiile tuturor arborilor precum şi rapoartele de n0 I 18=313329 i11= φ+2 II i21= φ-5 III i31= φ-8 IV n1 n2……………………………….n13……………n18 Fig. 2.8. Diagrama turaţiilor pentru o structură normală 24

transmitere parţiale. De exemplu: n13 = n0 i11 i22 i32 = n0 +2  -2 +1 = n0 . Pentru a ilustra numai comutările grupelor cinematice, nu şi valorile absolute ale turaţiilor arborilor, se poate folosi o reprezentare simplificată a diagramei turaţiilor, construită simetric, numită reţea structurală. n0 18=313339 φ=1,26

I

II

III

IV n18

n1 n2……… Fig. 2.9. Reţea structurală normală

Cutia de viteze a cărei reţea este reprezentată în figura 2.9 are o structură normală deoarece se respectă regula de formare a indicilor, exprimată în relaţia (2.38), adică: x1 = 1, x2 = q1 = 3, x3 = q1q2 = 9. Din considerente funcţionale (un randament mai bun) şi constructive (gabaritul angrenajelor şi, implicit, al cutiei de viteze să nu crească prea mult), rapoartele de transmitere ale unei grupe cinematice se limitează la valorile: 1 i k min  respectiv i k max  2. (2.43) 4 Prin urmare, raportul de reglare maxim al unei grupe cinematice „k” va fi ik R k  max  8. (2.44) i k min

25

R k   k k   x k q k 1 , (2.45) în care :  k este raţia şirului de rapoarte din grupa „k” ; qk - numărul de comutări al grupei; xk - indicele de structură . Din relaţiile (2.44) şi (2.45), se determină valoarea maximă pe care o poate avea indicele de structură al unei grupe cinematice log 8 xk  . (2.46) q k  1log  În aceste condiţii, uneori este necesar, mai ales la ultima grupă cinematică, să se micşoreze indicele de structură ceea ce conduce la obţinerea unor cutii de viteze cu structură modificată. Se întâlnesc două cazuri: reţea cu turaţii suprapuse respectiv cu turaţii îndesite.

Dar

q 1

a) Reţelele cu turaţii suprapuse se obţin prin micşorarea indicilor de structură cu numere întregi. Dacă indicele ultimei grupe se reduce cu x unităţi, numărul turaţiilor suprapuse la arborele principal va fi qs = x (qk-1) , (2.47) în care qk reprezintă numărul comutărilor grupei modificate. Pentru cazul analizat (figura 2.10), vom avea la ultimul arbore n0 I 18=313326 φ=1,41 II

III

IV n1………………n7…….……………...n18 Fig. 2.10. Reţea structurală cu turaţii suprapuse 26

doar 14 turaţii distincte deşi numărul angrenajelor este acelaşi ca la o structură normală. Turaţiile din mijlocul domeniului (n7, n9, n11), folosite mai des în procesul tehnologic, pot fi obţinute utilizând (în mod aleatoriu) două combinaţii ale roţilor dinţate. În acest fel, dezavantajul economic amintit anterior este compensat prin distribuirea uniformă a uzurii asupra roţilor din cutia de viteze. b) Reţele cu turaţii îndesite. Etajarea în progresie geometrică uniformă presupune acelaşi grad de utilizare a tuturor treptelor de turaţie din şir. În realitate, cele din zona centrală sunt folosite mai des decât cele de la extremităţi. Pentru a asigura o pierdere de productivitate mai mică în zona de mijloc a şirului de turaţii, au fost concepute structuri ce conduc la şiruri cu raţie dublă. În zona centrală sunt etajate cu o raţie mai mică, 1   (figura 2.11). n0 I 18=313325,5 φ=1,41 II

III

n1…



1

IV …..n18

Fig. 2.11. Reţea structurală cu turaţii îndesite Asemenea reţele se obţin prin micşorarea indicelui cu o cantitate de forma 2y  1 x , (yN). 2 Numărul treptelor de turaţie ordonate cu raţia 1 se calculează cu relaţia 27

(2.48) q(1)=2x(qk-1)+1. În cazul grupelor cinematice cu trei comutări, se pot adopta modificări diferite ale celor două salturi, ca de exemplu 24=21222436,5 / 5,5 . (2.49) Astfel, se pot plasa convenabil sectoarele cu raţia 1 în cadrul gamei de turaţii. c) Reţele structurale pentru cutii de viteze cu grupă electrică. Pentru acţionarea lanţurilor cinematice ale maşinilor-unelte se folosesc adesea motoare electrice asincrone cu număr reglabil de perechi de poli, a căror turaţie se calculează cu relaţia 60f no  , (2.50) p în care : f este frecvenţa curentului electric (50 Hz); p – numărul perechilor de poli ai motorului. Astfel, motoarele cu două sau trei turaţii formează aşa-numita grupă electrică. În ambele cazuri, prin asociere cu o structură mecanică formată din 2...4 grupe cinematice, se pot obţine atât structuri normale cât şi structuri modificate. Turaţiile motoarelor electrice (750, 1500, 3000 rot/min) formează progresii geometrice cu raţia e = 2. Expresia formulei structurale va fi q  q e x  q1 x  q 2 x  ..... . 1 2 e

(2.51)

Pentru o structură normală, indicele grupei electrice trebuie să satisfacă condiţia: log 2 respectiv x e  . (2.52) φe = 2 =  x e log  În figura 2.12, este trasată reţeaua structurală pentru o cutie de viteze antrenată de un motor electric având două turaţii. Formula structurală are expresia 233126=12 iar raţia şirului de turaţii la arborele principal este =1,26. Atât condiţia pentru indicele de structură al grupei electrice cât şi cea constructivă impusă angrenajelor, sunt respectate şi rezultă o structură normală. Structurile modificate, obţinute prin micşorarea indicelui grupei electrice (cu un număr întreg de unităţi), conduc la obţinerea unor turaţii suprapuse în zona centrală. Ele prezintă interes, din punct de

28

vedere energetic, deoarece se poate adapta turaţia şi, implicit, puterea motorului electric la nevoile procesului de aşchiere. Structuri modificate se obţin şi în cazul grupelor electrice la care saltul dintre turaţiile motoarelor nu este un număr întreg, de exemplu: n02/n01=1500/600 =2,5 sau n02/n01=1500/1000 =1,5 . În asemenea situaţii, rezultă şiruri de turaţii neuniforme (îndesite) la arborele principal.  n01

e

n02

arborele motor

I

II ……n12

n1 n2…….

Fig. 2.12. Reţea structurală pentru o cutie de viteze antrenată de un motor electric cu două turaţii d) Reţele structurale pentru cutii de viteze cu roţi de schimb. Grupele cinematice cu roţi de schimb prezintă particularitatea că realizează rapoarte de transmitere de forma B A i k  k respectiv ik  k . Bk Ak n0 I i1 16=442122 i1 i2 i2 φ=1,19 II III IV …….n16 n1…… Fig. 2.13. Reţea structurală pentru o cutie de viteze cu roţi de schimb 29

Deoarece timpul necesar pentru comutarea roţilor de schimb este mai mare decât la grupurile baladoare, se preferă ca indicele maxim să aparţină grupei cu roţi de schimb. În figura 2.13 este prezentată reţeaua structurală pentru o cutie de viteze care are la intrare un mecanism de reglare cu roţi de schimb. 2.2.2. Lanţul cinematic de avans Rol funcţional. Clasificare. Structură. Pentru generarea unei suprafeţe, în cazul generatoarei cinematice, procesul de aşchiere se desfăşoară periodic, după un ciclu tehnologic care conţine, în general, trei faze distincte: aşchiere, retragere şi repoziţionarea sculei faţă de semifabricat. În cazuri particulare, când traiectoria directoare este o curbă închisă (de exemplu, la strunjire), nu mai este necesară faza de înapoiere. Lanţul cinematic de avans asigură poziţionarea ciclică a elementului generator al sculei pe una din traiectoriile generatoare (D sau G).

Cinematica procesului de aşchiere presupune una sau mai multe mişcări de avans care se desfăşoară simultan sau în faze diferite ale procesului. Avansul s, denumit avans de aşchiere, este realizat în lungul generatoarei, generată cinematic, şi defineşte repoziţionarea succesivă a generatoarei elementare. Avansul t, respectiv adâncimea de aşchiere, normal pe suprafaţa generată, este distanţa dintre două poziţii succesive ale directoarei. În cele ce urmează, se va folosi notaţia „s” pentru cazul general. După forma traiectoriei, mişcarea de avans poate fi rectilinie sau circulară. În raport cu axa semifabricatului sau a sculei, maşinileunelte realizează avans: longitudinal, transversal, vertical, axial, tangenţial, radial. După modul de desfăşurare, avansul poate fi continuu sau periodic (intermitent). Lanţurile cinematice de avans, în raport cu complexitatea lor, au o structură asemănătoare cu cel prezentat în figura 2.14. Acest lanţ primeşte mişcare de la un motor propriu (dacă este independent) sau, prin legătura L1-L2 , de la un alt lanţ cinematic (dacă este dependent).

30

După un cuplaj de pornire-oprire (C) şi un mecanism de inversare a sensului mişcării (I), lanţul de avans este prevăzut cu un mecanism de reglare (CA). Mişcarea continuă, furnizată de cutia de avansuri, este transformată, cu ajutorul unui mecanism de intermitenţă (MI), într-o mişcare de rotaţie periodică. Adesea, lanţul cinematic de avans conţine un mecanism pentru transformarea mişcării de rotaţie în translaţie. De asemenea, este necesar un cuplaj (dispozitiv) de siguranţă (CS) pentru a proteja lanţul cinematic la suprasarcină. Pentru reglaje şi poziţionări manuale, mişcarea de avans poate fi furnizată manual de la manivela m. Prin închiderea cuplajului Cr, mişcarea va avea un traseu modificat, ocolind cutia de avansuri, pentru a realiza deplasări rapide.

ME

I

L2

ix

MI

CA

C

1

n0 Cr

L1

2

Vs

CS

MT

m

Fig. 2.14. Elementele structurale ale unui lanţ cinematic de avans Mecanisme specifice. Pentru reglarea avansului sau a vitezei de avans, se utilizează, pe lângă tipurile de mecanisme descrise la reglarea turaţiei arborelui principal, o serie de mecanisme specifice. Mecanismele cu braţ mobil şi con Norton (figura 2.15) au o structură compactă şi permit 6….12 trepte de avans. Acestea servesc pentru a obţine valorile de bază ale pasului filetului la prelucrarea pe strungurile universale. Angrenarea roţii intermediare zi cu una dintre roţile etajate ale conului se realizează prin bascularea braţului B în jurul axei arborelui II urmată de deplasarea axială a sistemului zi-z-B. Poziţionarea sistemului se obţine cu ajutorul indexorului ataşat mânerului m şi a găurilor echidistante practicate în carcasa cutiei de avansuri. Acţionarea acestui mecanism presupune existenţa unei ferestre în peretele cutiei de avansuri care permite intrarea aşchiilor şi

31

a prafului abraziv în interior. Sistemul de indexare a braţului nu asigură o rigiditate suficient de mare în exploatare. m B

z

II

zi

I

nk

n0

z1 z6 Fig. 2.15. Mecanism cu braţ mobil şi con Norton Mecanismele tip meandru au în structură manşoane libere faţă de arborii I şi II (figura 2.16). Sistemul de comutare, cu roată baladoare pe arborele III, evită neajunsurile pe care le aduce utilizarea unui braţ basculant tip Norton. Cele cinci poziţii ale roţii baladoare permit obţinerea următorului şir de rapoarte de transmitere (caz particular a = 2b): a b n0

I

II b

a

nk

III

b 1 2 3 4 5 Fig. 2.16. Mecanism tip meandru 32

i1 

4

a a a a a     16 b b b b b ,

i4 

2

a a a   4 b b b ,

i2 

2

b b b a b 1    , a a a b a 4

i5 

i3 

ba  1, ab

4

b b b b b a b 1    a a a a a b a 16 . 2

1 b Şirul de rapoarte este ordonat descrescător cu raţia      . 4 a Mecanismul poate avea rol multiplicator sau demultiplicator în funcţie de mărimea primului raport de transmitere parţial (a/b sau b/a). Mecanismele cu roţi cuplabile au o construcţie compactă, cursele elementelor de cuplare fiind foarte mici (figura 2.17). Comutările se obţin prin cuplarea arborilor coaxiali sau a roţilor faţă de arbori. Pentru a uşura executarea comutărilor şi a se evita combinaţiile nepermise, se utilizează sisteme centralizate de comandă pentru toate cuplajele. Acest sistem de reglare prezintă avantajul că numărul comutărilor este mai mare decât numărul angrenajelor. z4 z2 z3 z1 III C5 C6 C1 C3

V

I n0

nk

IV

II C2

z2

C4

z4

z3 z1 Fig. 2.17. Mecanism pentru reglarea avansului cu roţi cuplabile Toate comutările se obţin cu un număr par de angrenaje (0, 2, 4) şi nu se produce inversarea sensului de mişcare.

33

2.3. Lanţuri cinematice generatoare complexe 2.3.1. Lanţul cinematic de filetare Noţiuni generale. Filetul, ca suprafaţă elicoidală, se obţine prin deplasarea unei generatoare, având forma impusă de tipul filetului, în lungul unei directoare în formă de elice. Astfel de suprafeţe se întâlnesc la piese de tip şurub-piuliţă, roţi dinţate cu dinţi înclinaţi, burghie sau alezoare cu canale elicoidale, melci pentru angrenaje melcate etc. Operaţia de filetare se realizează manual, cu ajutorul tarozilor şi filierelor, sau pe maşini-unelte de tipul: strunguri, maşini de filetat (cu cuţite sau freze), maşini de frezat, maşini de mortezat şi rectificat danturi înclinate, maşini de rectificat filete, strunguri de detalonat etc. În cazul elicei cilindrice, caracteristicile geometrice ale filetului sunt (figura 2.18):  diametrul filetului (semifabricatului);  pasul elicei (pe), ca distanţă dintre două spire consecutive măsurată pe generatoare (pas axial, pa) sau într-un plan normal pe elice (pas normal, pn);  sensul elicei , dreapta (figura 2.18) sau stânga, stabilit în raport cu sensul de deplasare pe elice a unui punct mobil dacă observatorul priveşte piesa în direcţie axială;  înclinarea elicei, determinată de mărimea unghiului  dintre tangenta la elice şi generatoarea suprafeţei cilindrice;  numărul de începuturi, k = 1 (figura 2.18,a) sau k > 1 (figura 2.18,b), dacă filetul are k directoare elicoidale, identice şi echidistante; distanţa dintre două directoare alăturate (pf) este denumită pasul filetului/danturii; acesta poate fi axial sau normal după planul în care se măsoară iar între pasul elicei şi cel al filetului/danturii există relaţia pe = k pf ; (2.53)  profilul filetului, dat de forma curbei generatoare (triunghiular, trapezoidal, dreptunghiular, arce de evolventă etc.) şi stabilit în funcţie de destinaţia piesei prelucrate. Directoarea elicoidală poate fi cilindrică, conică sau globoidală, în funcţie de forma suprafeţei prelucrate. Directoarea elicoidală poate fi materializată (tarozi, filiere, ghidaje elicoidale etc.) sau obţinută pe cale cinematică (prin rulare), sau prin combinarea unei mişcări de

34

rotaţie cu una de translaţie în lungul generatoarei corpului de revoluţie (figura 2.19). Profilul generator se poate deplasa pe traiectorii rectilinii (filetarea pe strung, frezarea unor filete, frezarea danturii înclinate cu freză melc etc.), pe traiectorii circulare (filetare în vârtej) sau pe traiectorii elicoidale (frezarea filetului pe maşini universale de frezat, rectificarea danturilor înclinate pe maşini Maag etc.). pe = pa

γ

pe

pf

β

1 4 a)

b)

pn

Fig. 2.18. Caracteristicile geometrice ale filetului: a - filet cu un început; b - filet cu mai multe începuturi.

vt

vr

P

va

np

M

D

β

pf S

vf

Fig. 2.19. Directoare elicoidală obţinută pe cale cinematică 35

3

2

1

πD

Structura şi reglarea lanţului cinematic de filetare. Viteza tangenţială (vt) a unui punct M (figura 2.19) este furnizată piesei de către lanţul cinematic principal al cărui mecanism final este un ansamblu fus-lagăr. Turaţia np a arborelui principal este o funcţie variabilă în raport cu viteza de aşchiere şi diametrul semifabricatului v (2.54) np  t . D Viteza de avans (vf) este imprimată sculei de un lanţ cinematic ce are ca element final un cuplu şurub-piuliţă care permite obţinerea unor traiectorii lungi, cu o viteză constantă şi precizie foarte bună. În acelaşi scop, se poate folosi mecanismul pinion-cremalieră care este inferior în ceea ce priveşte constanţa vitezei datorită dificultăţilor de prelucrare a unei cremaliere cu erori foarte mici de pas. În afara transmisiilor finale, cele două lanţuri cinematice trebuie să conţină mecanisme pentru reglarea mişcării la ieşire. Pentru o desfăşurată a cilindrului exterior al piesei filetate (figura 2.20), se poate scrie relaţia D tg   . (2.55) pf

β pf Fig. 2.20. Desfăşurata cilindrului exterior al piesei filetate Pentru ca generatoarea elementară a sculei să genereze o elice pe suprafaţa piesei, trebuie ca vitezele axiale ale punctelor în contact sculă-piesă să satisfacă condiţia cinematică de generare v va  t  vf . (2.56) tg  Înlocuind relaţiile (2.54) şi (2.55) în relaţia (2.56), vom obţine o altă variantă a condiţiei de generare a filetului: (2.57) va = nppf .

36

Pentru a satisface relaţia (2.57), între cele două lanţuri cinematice trebuie să existe o legătură rigidă L (figura 2.21). În principiu, o astfel de structură reprezintă o asociere de trei lanţuri cinematice în serie-paralel.

ME n0

C

i1

L

MR1

ye1= np

I i2

MR2 ix

i3

ye2= vf

Fig. 2.21. Structură cinematică ce conţine un lanţ de filetare Luând în considerare numai cele două lanţuri legate în paralel, prin neglijarea celui din stânga punctului de legătură L, se obţine lanţul cinematic de filetare. Având în vedere că una dintre mişcări, de obicei cea principală, este impusă din considerente tehnicoeconomice, aceasta se acceptă ca fiind mărimea mişcării la intrarea în lanţul cinematic de filetare a cărui ecuaţie este: y e  y i i t f

1 i 2i x i 3 . (2.58) i1 Din condiţia cinematică de generare (2.57) şi relaţia (2.58) se obţine formula de calcul pentru raportul de transmitere al mecanismului de reglare din lanţul cinematic de filetare: respectiv

vf  n p

i i x  1 pf  Cf p f . i 2i 3

(2.59)

Pasul traiectoriilor elicoidale se exprimă în funcţie de tipul filetului prelucrat, după cum urmează:  filet metric (M), pf = p, [mm] , 2,54  filet în ţoli (W), p f  , [mm] , N în care: 25,4 mm = 1 ţol (inch), N = număr de paşi pe ţol (28, 24, 20, … , 3);  filet în module (m), pf = m, [mm] , 37

în care m este modulul melcului prelucrat (1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; …);  filet în Diametral-Pitch (DP), pentru prelucrarea melcilor din angrenaje melcate dimensionate în ţoli, 25,4 , [mm] , pf  DP în care DP este numărul de dinţi pe ţol (30, 28, 26, 24, … , 1). Expresiile paşilor acestor categorii de filete introduc în relaţia (2.58) valori (25,4;  = 3,1415 …) care creează dificultăţi de calcul la reglarea lanţului cinematic. În consecinţă, pentru simplificarea calculelor, la unele maşini-unelte pasul şurubului conducător este un multiplu de . Pentru o reglare comodă şi cu productivitate mărită (timp auxiliar redus), maşinile-unelte universale (în special strungurile normale) au în structura lanţului de filetare cutii de filete, precum cea reprezentată schematic în figura 2.22. În principiu, cutia de filete (CFB) conţine mecanisme cu angrenaje comutabile care asigură realizarea rapoartelor de transmitere pentru obţinerea valorilor paşilor de bază (1; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 2,75). Multiplii şi submultiplii acestora sunt obţinuţi cu ajutorul unei cutii de multiplicare/demultiplicare (CM). 1 ifb im C2 1 0 CFB CM 2 iπ C1 2 1 i25,4

C3

0 2

Fig. 2.22. Mecanismele unei cutii de filete Pentru realizarea filetelor în ţoli şi în module (care sunt prelucrate mai rar), sunt folosite mecanisme cu roţi de schimb (pentru i şi i25,4). Prin dirijarea fluxului cinematic cu ajutorul cuplajelor, se reglează lanţul cinematic pentru prelucrarea oricărui tip de filet.

38

2.3.2. Lanţul cinematic de rulare Cinematica mişcării de rulare. Rularea este o metodă cinematică de obţinere a unor curbe care pot fi utilizate ca generatoare sau directoare în prelucrarea suprafeţelor pe maşini-unelte. Mişcarea relativă dintre două curbe care sunt permanent în contact (rostogolire) se poate realiza cu sau fără alunecare (figura 2.23).

C1

v1= v2 v1

C2 a)

C1

v2

C1

v1

C2

b)

v2

C2

Fig. 2.23. Suprafeţe în mişcare de rostogolire: a – rostogolire fără alunecare (rulare); b – rostogolire cu alunecare. Vitezele punctelor în contact au ca direcţie tangenta comună în punctul instantaneu de contact (I) numit centrul instantaneu de rotaţie. Dacă cele două viteze sunt egale ca sens şi modul, mişcarea relativă caracterizează o rostogolire fără alunecare (rulare) (figura 2.23,a). Rostogolirea cu alunecare se întâlneşte, de exemplu, la frezare când viteza de aşchiere rezultă ca sumă între viteza tangenţială a unui punct de pe tăişul frezei şi viteza de avans a semifabricatului (figura 2.23,b). Dacă sunt îndeplinite condiţiile specifice, rularea poate avea loc şi între două suprafeţe cilindrice, conice sau asociate cu o suprafaţă plană. În cazul rulării a două curbe sau suprafeţe autonome din punct de vedere motric, fenomenul de frecare este cvasiinexistent. Acesta este necesar numai dacă una dintre suprafeţe, fiind conducătoare, transmite mişcarea celeilalte (de exemplu variatoarele de turaţie cu fricţiune). Se dă curba  ce aparţine planului xmOmym mobil faţă de planul xfOfyf fix (figura 2.24). Mişcarea primului plan, deci şi a curbei  solidară cu acesta, constă într-o rotaţie în jurul centrului instantaneu I. Toate punctele planului mobil vor descrie, la momentul t, arce de cerc cu centrul în I şi cu aceeaşi viteză unghiulară instantanee .

39

După un increment de timp, la momentul t+dt, centrul instantaneu de rotaţie se va afla în punctul I1 şi aşa mai departe, descriind curba B numită bază (centroidă fixă). ym

yf

Σ P

Om R B

rp

ω I

I1

T xm

I1 xf Of Fig. 2.24. Cinematica rulării a două curbe Baza se defineşte ca loc geometric al poziţiilor succesive ale centrului instantaneu de rotaţie în planul fix. Rulanta (centroida mobilă) este locul geometric al poziţiilor succesive ale centrului instantaneu de rotaţie în planul mobil (curba R). Arcele de curbă II1 şi II1 sunt infinit mici şi egale ca mărime ceea ce înseamnă că mişcarea rulantei R faţă de baza B este o rulare fără alunecare. În planul fix, se defineşte ruleta ca înfăşurătoare a poziţiilor succesive ale unui punct oarecare P. Tangenta la ruleta rp este normală la raza instantanee de rotaţie PI. T R

r

P

OR

P

T

B I

A

R I

OM

A1

r(Ev)

RB

OB

A2

B a)

b)

Fig. 2.25. Curbe cicloidale: a - epicicloida; b - evolventa. 40

În construcţia de maşini-unelte se pot realiza cu uşurinţă traiectorii circulare şi rectilinii care pot fi folosite ca bază şi rulantă (figura 2.25,a). În aceste condiţii, curbele generate de punctul P fac parte din familia curbelor cicloidale. Toate curbele din această familie derivă din epicicloida r. Aceasta se obţine ca ruleta punctului P de pe rulanta circulară R care rulează pe baza circulară B. Numărul de lobi ai epicicloidei este dat de formula: i = RB / RR. Dacă iZ, curba se închide după o singură rotaţie a rulantei şi este caracterizată de un pas circular pe cercul de bază p = 2RR şi o înălţime maximă egală cu 2RR. Evolventa este o cicloidă particulară obţinută pentru RR → ∞. Condiţia cinematică a rulării. În cazul a două cercuri care rulează (figura 2.26), trebuie satisfăcută egalitatea

v2 = v1 respectiv ω2R2 = ω1R1 .

(2.60),(2.61)

(2.62) Aşadar, n2R2 = n1R1. Dacă rularea are loc între o dreaptă şi un cerc, condiţia cinematică de generare va avea forma 2 1  , pentru cerc mobil /dreaptă mobilă, (2.63) v1 R 2 v2  R 2 , pentru cerc mobil / dreaptă fixă. (2.64) respectiv, 2 R1

ω1

O1

v1= v2 ω2 O2

R2

Fig. 2.26. Cinematica procesului de rulare 41

Cinematica generării profilului evolventic. Evolventa are o largă utilizare în construcţia angrenajelor, ca profil pentru dinte, datorită avantajelor pe care le prezintă:  cinematice (conjugata ei este tot o evolventă);  funcţionale (dependenţă redusă de variaţia distanţei dintre axe, posibilitatea corijării danturii pentru obţinerea unui dinte mai robust, inter-schimbabilitatea roţilor dinţate cu acelaşi modul);  tehnologice (realizarea profilului cu erori mici şi cu ajutorul unor scule cu tăiş rectiliniu, controlul uşor al formei şi dimensiunilor).

Din punct de vedere geometric, pentru triunghiul OPI (figura 2.27) se poate scrie: (2.65)  = IP = Rb tg , (2.66)  = Rb = (+)Rb . Din relaţiile (2.65) şi (2.66), se determină poziţia unghiulară a punctului curent P, de pe evolventă, care are o valoare independentă de raza cercului de bază şi se numeşte funcţia evolventă  = tg -  = f() = ev  . (2.67) Derivând ecuaţia (2.66) în raport cu timpul, se obţine condiţia cinematică de generare a ruletei evolventă r(Ev) v v  R b sau  R b  ct. (2.68)  unde: v este viteza de translaţie a punctului P pe rulanta R, faţă de centrul instantaneu de rotaţie I;  - viteza unghiulară a punctului P faţă de punctul I. O sculă S (figura 2.27) al cărei tăiş este tangent la evolventă, efectuând o mişcare de translaţie după direcţia vitezei de aşchiere vaş, poate genera flancul evolventic al dintelui roţii dinţate. Datorită dificultăţilor tehnologice de realizare a rulării dreptei R pe cercul de bază (fix), această soluţie de generare nu este utilizată în construcţia de maşini-unelte.

42

În practică, au o largă utilizare alte două variante tehnologice: rularea cu dreaptă fixă (figura 2.28,a) şi rularea cu dreaptă mobilă (figura 2.28,b). Aceste procedee au inconvenientul că scula prelucrează flancul dintelui într-un singur punct (P, respectiv P) al T

vaş

ω

r(Ev)

P

S

N

v

A ψ

I

R

α

γ O

Rb

B

Fig. 2.27. Cinematica generării profilului evolventic

r’

r’

r(Ev)

r(Ev) D

I1

I2 P’

P Ob Ob A

A’

v Rb

ω

T

T’

v

I

A

Ob

P T

A’

b) a) Fig. 2.28. Soluţii tehnologice pentru generarea evolventei: a - rularea cu dreaptă fixă; b - rularea cu dreaptă mobilă.

43

D

tăişului adiacent tangentei (T, T) care este solidară cu dreapta D şi normală la aceasta. Problema se rezolvă dacă generarea se realizează prin rularea unei drepte N cu un cerc de rulare (figura 2.29). În acest caz, scula va fi adiacentă tangentei T care se solidarizează cu dreapta mobilă N cu care face unghiul constant . În cazul aceleiaşi valori a vitezei unghiulare pentru cele două cercuri (de raze Rb şi Rr), condiţia cinematică de rulare simultană are expresia Rb v sau  cos  , (2.69) v  Rr cos  în care v este viteza de deplasare a punctului P în lungul dreptei N. Astfel, tăişul cuţitului este utilizat pe o lungime mai mare iar scula are durabilitate mai ridicată. Unghiul de angrenare  are valoarea standardizată de 20o. Dintele unei roţi dinţate este simetric şi poate fi generat de două tangente ( T1 , T1 ) dispuse simetric şi solidare cu dreapta N în punctele P1 şi P1 (figura 2.30). Pentru generarea simultană a mai multor dinţi, sunt necesare mai multe perechi de tangente ( T1 / T1 , T2 / T2 , T3 / T3 etc.) amplasate astfel încât să fie satisfăcută relaţia d+g=p=m, (2.70) T’ D S

α

v R

T

r’

v’

P

N α

I

ψ Rb O Rr

Fig. 2.29. Generarea flancului dintelui prin rularea unei drepte cu un cerc de rulare 44

în care: d este grosimea dintelui; g – lărgimea golului; p – pasul danturii; m = Dr / zp este modulul roţii; zp – numărul de dinţi ai roţii. Delimitarea lungimilor tangentelor prin două drepte paralele la N, la distanţele a şi b, determină cremaliera de referinţă. Pentru prelucrarea roţilor dinţate cilindrice se folosesc ca scule: - freza-melc, care generează profilul evolventic după metoda rulării cu dreaptă mobilă; - cuţitul-pieptene, care, în funcţie de tipul maşinii-unelte, prelucrează profilul dintelui după metoda cu dreaptă mobilă (Parkinson) sau cu dreaptă fixă (Maag); - pietre abrazive, având formă de melc (Reishauer, Matrix etc.), pentru rectificarea danturii prin metoda dreaptă mobilă sau tip taler, în cazul rulării cu dreaptă fixă.

b

N

h

P1

P1

a

Cazuri particulare:  rectificarea cu două pietre taler (paralele), distanţate la cota peste n dinţi, prin metoda rulării cercului de bază pe dreaptă fixă (Maag);  mortezarea danturii cu cuţit-roată, prin rulare cu dreaptă mobilă, posibilă datorită profilului dintelui sculei care este curba conjugată a evolventei ce se generează (scula şi piesa au aceeaşi cremalieră de referinţă). T1 T1 T2 α α T2

g

d p

Fig. 2.30. Caracteristicile cremalierei de referinţă

45

Structura şi reglarea lanţului cinematic de rulare. Repetabilitatea profilurilor. În procesul de generare a suprafeţelor prin rulare, scula este solidară cu rulanta iar semifabricatul cu baza. Atât în cazul prelucrării cu dreaptă mobilă (figura 2.31,a,b) cât şi în cel cu dreaptă fixă (figura 2.31,c), structura lanţului cinematic de rulare este relativ simplă şi se obţine prin asocierea în paralel a două lanţuri. Acestea sunt conectate în punctul L şi asigură la ieşire viteze egale şi de acelaşi sens pentru punctele în contact sculă-semifabricat. Reglarea lanţului cinematic se realizează cu ajutorul unui mecanism cu roţi de schimb. Capetele de ieşire sunt legate cinematic rigid printrun mecanism fictiv (W) al cărui raport de transmitere este w v (2.71) i w  e  s  1  ct. wi vp

Pentru un caz particular (figura cinematic închis, de rulare, are forma 1 y e 2  y e1 i 2i r i 3 , echivalent cu n p  n s i1 Relaţia (2.71) va avea forma

2.31,b), ecuaţia lanţului 1 i 2i r i 3 . i1

(2.72) (2.73)

vs s R rs n z   s s  1 , respectiv np zp = ns zs. v p p R rp n p z p

(2.74) (2.75)

Din sistemul format de ecuaţiile (2.73) şi (2.75), se deduce formula de calcul pentru roţile de schimb z A i z i r  r  1 s  Cr s , (2.76) B r i 2i 3 z p zp în care, Cr este constanta lanţului cinematic de rulare. Prelucrarea danturii unei roţi dinţate presupune repetarea operaţiei de generare a profilului unui dinte de zp ori. Divizarea este operaţie auxiliară iar repetarea profilului nu este condiţionată de operaţia de divizare propriu-zisă. Din considerente tehnicoeconomice, sculele cu profil tip cremalieră se construiesc cu un număr limitat de dinţi (cuţite-pieptene, discuri abrazive tip taler etc.) iar uneori (la rectificare) chiar numai unul. Aşadar, prelucrarea danturii presupune generarea unui singur dinte, urmată de operaţia de divizare şi apoi se repetă generarea până când se vor prelucra toţi dinţii.

46

Procedeul acesta, de divizare discontinuă, este caracterizat de oprirea ciclului de prelucrare şi reluarea lui după efectuarea divizării. În alte situaţii (frezare cu freză-melc, rectificare cu pietre abrazive tip melc, mortezare cu cuţit-roată), întrucât sculele au într-o secţiune axială un profil de cremalieră (sau cinematica presupune rularea continuă tip cerc-cerc) ele permit ca la o rotaţie completă profilul din această secţiune să se deplaseze cu un pas. Maşinile-unelte care prelucrează cu astfel de scule nu au nevoie de lanţuri auxiliare de divizare distincte. Ele asigură un proces de divizare continuă. T MT v ye1 = v = we i1 I L i2 M ω

ir

i3

i4

O

ye2 = ωRr = wi

Rr

Ar Br

P(zp)

S(zs)

i1

L

Os ωs

N ir

i2

i3

Rrs I

M T

ωp

Rrp Op

I

M ir

i4

Rr

ω

i1

i2

P(zp)

P(zp) ye2 = ωRr = wi ye1 = v = we

v

MT

Fig. 2.31. Structura lanţurilor cinematice de rulare: a - dreaptă mobilă / cerc; b - cerc / cerc; c - dreaptă fixă / cerc. 47

b)

N

Op

Ar Br L

T

ye1 = ωsRrs = we ye2 = ωpRrp = wi

Ar Br

i3

a)

c)

2.3.3. Lanţul cinematic de detalonare Generalităţi. Operaţia de detalonare constă în prelucrarea suprafeţelor de aşezare ale dinţilor unor scule după o traiectorie directoare curbă, cu scopul de a menţine constant unghiul de aşezare . Astfel, geometria zonei active a sculei nu se modifică la reascuţire.

N α

θ a

T

M

ρ

O

Fig. 2.32. Parametrii geometrici ai spiralei arhimedice Menţinerea constantă a unghiului  implică utilizarea, drept curbă directoare, a spiralei logaritmice a cărei tangentă face un unghi constant cu normala la raza vectoare. Deoarece realizarea tehnică este dificilă, în practică, în locul curbei logaritmice, se utilizează spirala arhimedică (figura 2.32). Aceasta poate fi generată relativ uşor dar are dezavantajul că favorizează o uşoară creştere a unghiului  la reascuţire. În cazul detalonării radiale (figura 2.33,a), generatoarea se materializează prin muchia aşchietoare a sculei. Dacă se obţine cinematic, operaţia este denumită detalonare cu avans (figura 2.33,c,d) sau detalonare pe elice (figura 2.33,b,c). Structura şi reglarea lanţului cinematic de detalonare. Lanţul cinematic de detalonare trebuie să corespundă următoarelor cerinţe (figura 2.34):  mişcarea pe spirala arhimedică să se desfăşoare cu o viteză aproximativ egală cu cea de aşchiere (vc), în cazul strunjirii, sau cu cea de avans, pentru operaţiile de rectificare;  viteza mişcării de înapoiere trebuie să fie în concordanţă cu mărimea unghiului  şi viteza unghiulară a piesei;

48

 ciclul celor două mişcări (I şi II) este necesar să se repete în raport cu numărul de dinţi ai piesei şi cu turaţia acesteia. Mişcarea realizată de lanţul cinematic de detalonare trebuie asociată celor furnizate de lanţul cinematic de avans (la detalonarea cu avans) sau de cel de filetare (la detalonarea pe elice a suprafeţelor elicoidale).

pf s

I I

a)

III

II

II b)

I

III

pf

II c)

s

I

III

I

II

d)

III

II e)

Fig. 2.33. Cinematica procesului de detalonare: a - freză disc; b - tarod; c - freză cilindrică cu tăişuri drepte; d - freză cilindrică cu tăişuri elicoidale; e - freză melc-modul.

49

a) Reglarea lanţului cinematic la detalonarea radială (figura 2.34) se realizează cu ajutorul roţilor de schimb Ad / Bd care corelează turaţia piesei cu cea a camei. Condiţia cinematică de generare este dată de egalitatea frecvenţei de apariţie a tăişului dinţilor în faţa cuţitului cu cea a mişcării rectilinii alternative a sculei v = np zp = nk zk . ε

P(zp) i1

L i2 id

(2.77)

O1 np

II I

K(zp)

Ad Bd

O2 nk R

i3

Fig. 2.34. Structura lanţului cinematic de detalonare

Dacă asociem ecuaţia lanţului cinematic 1 n k  n p i 2i d i3 i1 cu relaţia (2.77), se determină formula de calcul a numărului de dinţi pentru roţile de schimb zp A i zp id  d  1  Cd . (2.78) Bd i 2i 3 z k zk b) Reglarea lanţului cinematic de detalonare pentru scule cu dinţi elicoidali. Notând cu AM unul dintre dinţii sculei (figura 2.35), se constată că pentru a detalona zp dinţi (înclinaţi spre stânga) piesa trebuie rotită cu mai puţin de 360o. Altfel spus, la o rotaţie completă a piesei, scula va prelucra un număr de dinţi,

50

z p  z p  z ,

ce

depinde de sensul şi mărimea unghiului de înclinare a tăişurilor. În această situaţie, frecvenţa mişcării săniei portcuţit (II) se va calcula cu formula v  n p z p  z . (2.79)





În figura 2.35,b s-a reprezentat o desfăşurată a suprafeţei cilindrice exterioare a frezei ce se detalonează. Deoarece ABC  ABD, se poate scrie s z  pe z p

respectiv

z  z p

s , pe

(2.80)

pe este pasul elicei dintelui; s – avansul longitudinal al săniei portcuţit. Înlocuind relaţiile (2.79) şi (2.80) în condiţia cinematică de generare la detalonare (2.77), se obţine în care:

n pz p s echivalent cu n k  n k  n k . (2.81) zk z k pe Aşadar, mişcarea de rotaţie a camei, nk , este o sumă de doi termeni. Primul termen se obţine aşa cum a fost prezentat la detalonarea radială; al doilea termen, care se însumează cu primul prin intermediul unui mecanism diferenţial, este furnizat de lanţul cinematic de avans sau de cel de filetare.

n pzp



s C M

C A M

B

A

B

b) β

a)

s

πD

nk 

D

pe

A’

Fig. 2.35. Detalonarea dinţilor elicoidali: a - freză cu dinţi elicoidali; b - desfăşurata suprafeţei cilindrice exterioare.

51

2.4. Lanţuri cinematice auxiliare 2.4.1. Lanţul cinematic de divizare

Prin divizare se înţelege poziţionarea repetată a piesei, sculei sau sistemului din care acestea fac parte (figura 2.36). Această operaţie este specifică generării suprafeţelor dispuse echidistant liniar sau unghiular (prelucrare succesivă). De asemenea, procedeul este utilizat pentru comutarea periodică a sculelor (cap revolver) sau transferul semifabricatelor (la strungurile multiaxe, maşinile agregat etc.).

p

p a)

p

pc

pc

p

p b)

γ γ c) Fig. 2.36. Exemple de poziţionare repetată a sculei în raport cu piesa Mărimea distanţei dintre două poziţionări consecutive, pe o traiectorie circulară de rază r, este denumită pas circular, 2r pc  , (2.82) zp iar unghiul la centru se exprimă prin



360 o . zp

(2.83)

în care zp reprezintă numărul de diviziuni. Lanţurile cinematice de divizare se pot clasifica după următoarele criterii:

52

a) destinaţie: divizarea pieselor cu mai multe suprafeţe identice, mişcarea periodică a organelor de lucru pe care se montează sisteme de scule sau piese; b) posibilităţile de reglare a pasului: divizare cu pas constant sau cu pas variabil; c) forma traiectoriei: divizare rectilinie, divizare circulară; d) sistemul de acţionare şi comandă: acţionare manuală, acţionare mecanică şi comandă manuală, acţionare mecanică şi comandă automată. i1

LC1

1 i3

LC2

LC2 C

a)

i2

MD

Nd

CI

LC

2

LC1 Nd

id

MD SB

Ad Bd

Σ

LC Ne b)

CE Fig. 2.37. Structura şi conectarea lanţului cinematic de divizare În majoritatea cazurilor, lanţul cinematic de divizare este conectat într-o structură cinematică complexă. Varianta prezentată în figura 2.37 este prevăzută cu un comutator C, în vederea cuplării periodice a lanţului cinematic de divizare LC2. Mecanismul de divizare MD asigură un număr de rotaţii Nd care constituie mărimea de intrare în cadrul lanţului cinematic de divizare MD - i2 - C2 - i3. Divizarea continuă, fără întreruperea mişcării în cadrul lanţului cinematic de lucru, se realizează prin însumarea mişcărilor cu ajutorul unui mecanism diferenţial  (figura 2.37,b). O comandă externă (CE) deschide sistemul de blocare SB şi închide cuplajul C. După ce mecanismul de divizare furnizează cantitatea de mişcare egală cu Nd rotaţii, necesară pentru a obţine la ieşire Ne= 1/zp rotaţii, o comandă

53

internă (CI) determină deschiderea cuplajului şi întreruperea mişcării de divizare. Structura unui astfel de mecanism este prezentat în figura 2.38. Mişcarea se transmite de la arborele I la arborele II, prin angrenajul z3/z4 , atunci când, la terminarea unui ciclu de lucru, în vederea divizării, se comandă sincronizat extragerea furcii de indexare F şi închiderea cuplajului C. Deoarece rapoartele de transmitere i1 şi i2 sunt diferite, în timpul mişcării roţilor se produce decalarea canalelor de indexare de pe manşoanele M1 şi M2. Fluxul cinematic se întrerupe atunci când canalele se realiniază iar furca le blochează prin cădere. În timpul unui ciclu de divizare, manşoanele M1 şi M2 efectuează N1 respectiv N2 rotaţii complete: z z N1  N 0 1 , N2  N0 3 , (2.84) z2 z4 N1  N 2  1 .

care respectă condiţia

(2.85)

Din relaţiile (2.84) şi (2.85) se determină mărimea de intrare, riguros constantă, pentru lanţul cinematic de divizare z 2 z3 Nd  N2  rotaţii . (2.86) z1z 4  z 2 z 3 Pentru efectuarea operaţiilor de divizare, se folosesc mecanisme, de exemplu capul divizor, constituite ca accesorii ale maşinilor-unelte (figura 2.39). Ele permit atât divizarea simplă (figura 2.39,a) cât şi cea diferenţială (figura 2.39,b). CE z1 z3 I

C F

CE

N0 F

Nd II

II

M1/M2

z2

z4 Fig. 2.38. Exemplu de mecanism pentru întreruperea precisă a mişcării de divizare 54

Capul divizor este conceput ca o structură cinematică cu raport de transmitere constant (ic). La intrarea în lanţul cinematic, în faţa unui indexor reglabil radial, există un disc (D) care are mai multe piste circulare cu diferite numere de găuri echidistante. Pe arborele final, cu ajutorul unui universal, se fixează semifabricatul căruia i se vor prelucra zp suprafeţe identice echidistante. La prelucrare, arborele final se blochează pentru a mări rigiditatea sistemului (F). P(zp)

SB F

N

Np 

1 zp

Np 

1 zp

ic

a) m I

D P(zp)

ΔN F

Nx ic

b)

L

m I D

id Bd Ad

Fig. 2.39. Structura şi cinematica capului divizor: a - divizare simplă; b - divizare diferenţială. Divizarea simplă se realizează prin rotirea manetei m faţă de discul D (figura 2.39,a). Numărul de rotaţii la intrare se calculează cu km 1 relaţia a . (2.87) N kn icz p

Indexorul se va regla radial pe cercul cu kn orificii echidistante şi se vor efectua un număr a de rotaţii complete plus

55

fracţiunea km/kn dintr-o rotaţie (respectiv, se depăşesc km orificii de pe acelaşi cerc). Divizarea diferenţială se obţine prin rotirea simultană a manetei m şi a discului D (figura 2.39,b). Mişcarea discului este reglată, ca mărime şi sens, cu ajutorul roţilor de schimb Ad / Bd. Maneta m execută mişcarea relativă faţă de discul D considerând o piesă cu zx (arbitrar ales) suprafeţe de prelucrat. Prin mişcarea de transport a discului, se compensează diferenţa  N = N - Nx. Aşadar, se poate scrie: kp 1 1 1  1   b , N    (2.88) ,(2.89) Nx  kq i c  z p z x  icz x A 1 id  d   (2.90) zx  zp . respectiv Bd icz x Semnul  se adoptă pentru zx > zp. Astfel, se obţine acelaşi sens de mişcare pentru disc şi manetă. Divizarea diferenţială se utilizează pentru a reduce numărul de discuri necesare. Metoda permite reglarea capului divizor pentru orice valoare zp.





2.4.2. Lanţul cinematic de poziţionare

Aceste lanţuri asigură poziţia relativă care este necesară între sculă şi semifabricat înainte de începerea prelucrării sau între două operaţii ale procesului tehnologic. Pentru reducerea timpului auxiliar, mişcările de poziţionare au viteze mai mari decât cele de avans. OL ME

vr

R pş

n0

Fig. 2.40. Structura unui lanţ de poziţionare independent Lanţuri cinematice de poziţionare independente. Viteza de poziţionare (avans rapid) se alege în funcţie de greutatea organului de lucru comandat, cursa acestuia şi direcţia de mişcare. Pentru schema prezentată în figura 2.40, notând cu it raportul de transmitere total, viteza de poziţionare se calculează cu relaţia vr = n0 it pş .

56

Motorul electric funcţionează numai în regim de tatonare. Pentru reali-zarea unei poziţionări precise, se prevede şi un sistem de acţionare manuală care se utilizează în finalul operaţiei de poziţionare. Lanţuri cinematice de poziţionare legate. Pentru acţionarea organelor de lucru ce pot funcţiona în regim de avans sau de poziţionare, sistemul este prevăzut cu două ramificaţii ce pot fi acţionate de către acelaşi motor sau de două motoare separate. Pentru schimbarea regimului de deplasare sunt utilizate angrenaje comutabile, cuplaje de depăşire, mecanisme de însumare etc. Sistemul de acţionare reprezentat în figura 2.41,a este prevăzut cu două ramificaţii:  L1 - CA - C1 - L2 , pentru avans de lucru (AL) şi  L1 - C2 - L2 , pentru apropiere / retragere rapidă (AR). Cuplajele comutabile C1, C2 lucrează sincronizat în contratimp. În alte situaţii, cele două lanţuri cinematice sunt conectate printr-un cuplaj de depăşire (figura 2.41,b). Carcasa 5 este liberă faţă de arborele condus 3 şi furnizează mişcarea de avans AL. AR AL C1 OL CA ME a) L1 L2

n0

C2

AR AL

2 3 b)

1 L2

CA

ME

L1 n0

ps

ns

OL I

CR 4

ps

ns

5

Fig. 2.41. Lanţuri cinematice de poziţionare legate prin: a - cuplaje comutabile; b - cuplaj de depăşire. Cuplajul 4-5 se închide prin sistemul de role 1 dispuse în locaşurile semicuplei 4. Prin închiderea cuplajului CR, mişcarea se transmite direct la şurubul conducător, în timp ce cuplajul pentru avans de lucru (5-1-4) se deschide automat (prin depăşire). Arcurile 2 asigură poziţia de cuplare a rolelor. 57

Cap. 3. MECANISME SPECIFICE STRUCTURILOR CINEMATICE 3.1. Mecanisme pentru reglarea în trepte a turaţiei 3.1.1. Mecanisme cu roţi fixe şi blocuri baladoare În cadrul lanţurilor cinematice tehnologice ale maşinilor-unelte universale, reglarea în trepte a turaţiei este realizată cu ajutorul mecanismelor cu roţi dinţate şi blocuri baladoare. Pentru schimbarea legăturilor cinematice, acestea sunt acţionate individual, prin manete, sau prin intermediul unor sisteme de comandă centralizată. Principala caracteristică a acestor mecanisme o constituie numărul treptelor blocului balador care, prin comutare, asigură realizarea a 2, 3 sau, mai rar, 4 legături cinematice. L1 z1

L4

z2

z1

I a)

m2 z2 I

m1

n

b)

II L2 z3

II z4

z4 z3 Fig. 3.1. Mecanism cu roţi dinţate fixe şi grup balador cu două trepte: a) – balador interior; b) – balador exterior. L3

În figura 3.1, este prezentat, în două variante constructive, un mecanism cu roţi dinţate fixe şi un grup balador cu două trepte. Pentru aceeaşi cursă necesară comutării legăturii cinematice(C > 2n), cele două soluţii diferă prin lungimea totală necesară la montaj: 58

L3 > 4n+m1, L4 > 6n, (3.1) în care: n reprezintă lăţimea roţilor din structura mecanismului; m1, m2 – lăţimile degajărilor dintre treptele baladorului, necesare la prelucrarea danturii roţilor. În cazul unui mecanism cu balador triplu (figura 3.2), lungimea necesară pentru montaj va fi L > 7n+m1+ m2.

(3.2)

Distanţele dintre suprafeţele frontale interioare ale roţilor fixe trebuie să fie suficient de mari pentru asigurarea condiţiilor de comutare: L2 > 2n+m1, L3 > 2n+m2. (3.3) În cazul unor astfel de grupe, dacă saltul de la o treaptă la alta este relativ mic, este necesar să fie satisfăcută condiţia de trecere a unei roţi, de pe un arbore, peste cea nepereche, de pe celălalt arbore (de exemplu, roata z2 peste roata fixă z6). Pentru roţi necorijate, având acelaşi modul, această condiţie are forma De2+De6 < 2A, (3.3) z 2  2m  z 6  2m z 3  z 6 m ,  2 2 z3-z2 > 4. (3.4) Pentru a evita trecerea roţii z2 peste z6, se pot folosi soluţii similare cu cele prezentate în figura 3.3. L1 z3 z 2 z1 I A

m1

m2 II

L2 z4

n L3 z6 L

z5

Fig. 3.2. Mecanism cu roţi dinţate fixe şi grup balador cu trei trepte

59

L1 z1

z3

z2 I

z1

z3

z2 I

II L2 z4

II

L3 z6

L

z5

z4

L

z6

z5

a) b) Fig. 3.3. Soluţii pentru mecanisme cu roţi dinţate fixe şi grup balador cu trei trepte în vederea evitării condiţiei de trecere: a) – mărirea distanţei dintre roţile fixe (L3); b) – divizarea grupului. Dacă se ţine cont de condiţia suplimentară impusă, spaţiul de montaj pentru mecanism va creşte, aşa cum rezultă din relaţiile: L3>2n+m2, m2>2n respectiv L>9n+m1.

(3.5)

Soluţia cu un balador divizat (figura 3.3,b), micşorează cursele necesare comutării dar sistemul de comandă trebuie să excludă posibilitatea angrenării simultane a două perechi de roţi. 3.1.2. Mecanisme cu roţi cuplabile Această categorie de mecanisme (figura 3.4) are o largă utilizare în cadrul cutiilor de viteze, ţinând cont de următoarele: - uşurează sau fac posibilă comutarea angrenajelor cu dantură înclinată, în V sau W; - asigură reducerea cursei şi a forţei necesare pentru comutare; - dacă sunt utilizate cuplaje elastice, se întrunesc condiţiile pentru comutarea angrenajelor „din mers”, necesar în cazul automatizării ciclului de funcţionare al maşinii.

60

Principalul dezavantaj al acestor mecanisme îl prezintă existenţa roţilor libere, în angrenare permanentă, ceea ce determină o evoluţie mai rapidă a gradului de uzare a dinţilor, precum şi a altor elemente cu mişcare relativă: bucşe, arbori, discuri de fricţiune etc. De asemenea, existenţa cuplelor cu frecare conduce la reducerea randamentului mecanismului şi la creşterea cantităţii de căldură degajată în timpul funcţionării maşinii-unelte. z2

z1

z2

z1

I

z2

z1 I CE1

C

M II

CE2

II C2 z 4

C1 z3

M z4

z3

a)

b)

z3

z4

c)

Fig. 3.4. Mecanisme cu roţi cuplabile: a) – cuplaj rigid bilateral solidar cu manşonul canelat M; b) – cuplaj rigid unilateral asociat unei roţi baladoare; c) – cuplaje elastice (electromagnetice) solidare cu manşonul canelat M. În structura mecanismelor cu roţi cuplabile sunt utilizate cuplaje rigide (cu dinţi, cu gheare etc.) sau elastice (cu fricţiune). Cuplajele elastice pot fi acţionate mecanic sau, de cele mai multe ori, electromagnetic. 3.1.3. Mecanisme tip meandru Aceste mecanisme (figura 3.5) au în structură mai multe manşoane identice, danturate la ambele capete(z1,z2), care sunt permanent în angrenare. Mişcarea de rotaţie a arborelui I este preluată, de la manşoanele de pe arborele II şi transmisă arborelui III de către

61

roata baladoare z1 care are 5 poziţii cu următoarele rapoarte de transmitere (particularizare pentru z1=z2): 4

2

z  z z z z z z 1 i1  1  1  1  1  1  2   1   , z 2 z 2 z 2 z 2 z 2 z1  z 2  16 2

z  1 i 2   1   , 4  z2  4

z  z  i 3  1 , i 4   2  , i 5   2   16 .  z1   z1  Aşadar, şirul de rapoarte este ordonat crescător cu raţia 2

z  1    1   . 4  z2  z2 z 1 n0

I

II

nj

III z1 5

4

3

2

1

Fig. 3.5. Mecanisme tip meandru

3.2. Mecanisme pentru obţinerea mişcării de translaţie 3.2.1.Generalităţi La unele maşini-unelte (de debitat, mortezat, rabotat, broşat, etc.) mişcarea principală este rectilinie. De asemenea, majoritatea mişcărilor de avans sunt de translaţie. În timp ce mişcarea principală circulară se reproduce după o rotaţie, cea rectilinie alternativă încheie 62

un ciclu după o cursă dublă. Pe durata cursei active (de lucru) se desfăşoară procesul de aşchiere care determină viteza acestei mişcări. În cursa de retragere la poziţia iniţială, pentru reluarea ciclului de lucru, mărimea vitezei este condiţionată de legile productivităţii. Acestea impun ca timpul necesar fazei de înapoiere (timp auxiliar) să fie cât mai mic. Unele mecanisme de transformare a rotaţiei în translaţie pot asigura şi inversarea sensului de mişcare. Din această categorie fac parte mecanismele bielă-manivelă, bielă-culisă, camă-tachet etc. Dacă mecanismul de transformare nu este cu autoinversare, în lanţul cinematic se introduce şi un inversor. După această schemă funcţionează mecanismele pinion-cremalieră, melc-cremalieră melcată, şurub-piuliţă etc. Datorită inversării sensului, viteza mişcării rectilinii alternative este variabilă, calitatea prelucrării este neuniformă iar în apropierea capetelor de cursă procesul de aşchiere nu se poate produce. Mecanismul de transformare şi structura lanţului cinematic pentru mişcări rectilinii trebuie să corespundă următoarelor cerinţe:  viteza de lucru să fie cât mai uniformă;  mecanismul să asigure un raport cât mai mare între viteza cursei de retragere şi cea de lucru;  inversarea sensului de mişcare să se efectueze cu şocuri cât mai mici;  cursa săniei de lucru trebuie să fie reglabilă ca mărime şi zonă de lucru. 3.2.2. Mecanisme bielă-manivelă Aceste mecanisme sunt utilizate în structura unor maşini-unelte care au ciclul de lucru caracterizat de frecvenţe mari de inversare şi curse relativ mici ale săniei (ferăstraie mecanice, maşini de mortezat, maşini de rabotat etc.). Din punct de vedere constructiv, sunt relativ simple (figura 3.6). La o rotaţie completă a manivelei OA, sania execută o cursă dublă. Spaţiul parcurs şi viteza de translaţie a săniei S se calculează cu relaţiile: x  BC  r 1  cos   l1  cos  ,

63

v

1 dx    r sin    sin 2  , dt 2  

(3.6)

în care: r este raza traiectoriei punctului A; l – lungimea bielei AB;  = r / l. Curba de variaţie v = f(x) este simetrică faţă de Ox iar raportul de inversare va fi k = Ta /Tr = 1 ( în care Ta reprezintă durata cursei active, de aşchiere, iar Tr - a celei de retragere). Dacă admitem că procesul de aşchiere se poate desfăşura în condiţii acceptabile numai pentru viteze va > (va)min, este necesar ca mărimea cursei utile a săniei să fie mai mare decât lungimea suprafeţei ce se prelucrează (Lu>L). În această situaţie, productivitatea pe un ciclu cinematic al maşinii este mai mică de 50% datorită timpului aferent curselor neproductive(de gol). va (va)max (va)min A φ

x

x

θ

ω O

v

Lu

B

C S

(vr)max Fig. 3.6. Structura şi cinematica unui mecanism bielă-manivelă 3.2.3. Mecanisme bielă-culisă

Raportul de inversare al acestor mecanisme este supraunitar ceea ce le recomandă pentru antrenarea organelor de lucru ce execută prelucrarea la un singur sens de mişcare. Ele sunt mecanisme cu

64

autoinversare. Culisa din structura acestora poate fi de translaţie, oscilantă sau rotativă. Mecanismul cu culisă de translaţie constituie un caz limită al celui bielă-manivelă fiind cunoscut şi sub denumirea bielă-infinită (figura 3.7). El este utilizat în structura lanţului cinematic principal la maşina de prelucrat dantură în V tip Sykes. Din punct de vedere constructiv-funcţional, mecanismul cu culisă de translaţie este mai compact decât cel bielă-manivelă şi asigură o mişcare rectilinie mai lină.

ω

A φ

A2

r

O

B A1

C

v

Fig. 3.7. Mecanism bielă-culisă de translaţie La rotaţia continuă a manivelei OA, culisa BC execută o mişcare de translaţie caracterizată prin: dx (3.7),(3.8) x  r cos  respectiv v   r sin  . dt Mecanismul cu culisă oscilantă (figura 3.8) prezintă avantajul că la cursa de înapoiere (de gol) viteza este mai mare decât la cursa de lucru. El este utilizat în lanţurile cinematice principale ale şepingurilor, maşinilor de mortezat etc. La rotaţia continuă a manivelei O1A1, culisa O2B1 oscilează în jurul punctului O2 şi antrenează sania de lucru în mişcare rectilinie alternativă. Rototranslaţia punctului B1 permite compensarea diferenţei dintre traiectoriile săniei S şi culisei C. Piatra de culisă P are o poziţie reglabilă în raport cu axa volantului V, de excentricitate e. Astfel, se poate modifica mărimea cursei L a săniei de lucru. Corespunzător acesteia, în concordanţă cu viteza de aşchiere minimă

65

ce permite desfăşurarea în condiţii acceptabile a procesului de aşchiere, se poate determina lungimea Lu a cursei utile de lucru. Pentru o poziţie oarecare (O2MN) a culisei, din triunghiul QNO2, se deduce x = NQ = R sin = f() . (3.9) Aplicând teorema sinusului în triunghiul O1MO2 , obţinem d e  sin  ,  sau tg  1   cos  sin     sin  în care   e / d . Expresia vitezei de deplasare a săniei este dx dx d d v  dt d d dt    cos 1   cos  v  v R adică . 2 3/ 2 1  2 cos   





(3.10)

(3.11) (3.12)

Graficul de variaţie a vitezei săniei de lucru este prezentat în figura 3.8. Valorile extreme ale vitezei, pentru cele două sensuri de mişcare, se obţin pentru  = 0 şi  = 1800 :

 , (3.13) 1   v 2  v a max  R . (3.14) 1  Cursa de lucru (aşchiere) se efectuează prin rotirea manivelei A1O1 cu unghiul , iar cea de retragere cu unghiul . Datorită inegalităţii v2 >>v1, aceste mecanisme sunt utilizate pentru acţionarea organelor de lucru ce execută prelucrarea într-un singur sens al mişcării alternative. v1  v a max  R

66

va (va)max (va)min Lu x

L S

(vr)max vr

va

ωc

B1

N

Q V

ωv

α C

O1

φ

M

β

ψ

A2 d

A1

γ

P O1M = e O1O2 = d O2B2 = R

B2

O2 Fig. 3.8. Structura şi cinematica mecanismului cu culisă oscilantă

67

Mecanismul cu culisă rotativă derivă din cel cu culisă oscilantă, fiind un caz particular, caracterizat de inegalitatea d < e (articulaţia O2 se află în interiorul cercului descris de piatra de culisă P). În consecinţă, culisa execută rotaţii complete odată cu manivela. Pentru cursa de lucru, graficul funcţiei v = f(x) este mai aplatizat decât la mecanismele cu culisă oscilantă. Aşadar, mecanismul cu culisă rotativă asigură un raport de inversare k=vr/va mai mare. 3.2.4. Mecanisme camă - tachet

Aceste mecanisme permit materializarea oricărei legi de deplasare a săniilor maşinilor-unelte. Studiul acestora este dezvoltat pe larg în lucrări de strictă specialitate. În cele ce urmează, sunt prezentate aspecte de bază privind cinematica unor mecanisme camătachet care sunt mai des utilizate în structura maşinilor-unelte automate. După formă, acestea sunt de două categorii: came plane (cu mişcare de translaţie sau rotaţie) şi came spaţiale (cilindrice sau conice). Cama plană cu mişcare de translaţie are ca profil o dreaptă înclinată cu unghiul  faţă de direcţia vectorului de deplasare vd (figura 3.9,a). Dacă descompunem viteza de translaţie a tachetului după tangenta la planul înclinat şi după direcţia vectorului vd , expresia raportului de transmitere va fi v v i   tg . (3.15) vn vd Din considerente funcţionale şi tehnologice, cama plană-disc cu mişcare de rotaţie (figura 3.9,b) are profilul definit de o curbă spirală arhimedică a cărui ecuaţie este  a , [mm], (3.16) 2 în care: a reprezintă variaţia razei vectoare după o rotaţie completă (pasul);  - unghiul la centru al punctului curent. Prin derivare, din relaţia (3.16), se deduce expresia vitezei de deplasare a tachetului

68

d a d a (3.17)     an  pn , [mm/min]. dt 2 dt 2 Dacă pasul spiralei arhimedice are expresia p = 2R tg , atunci relaţia (3.17) poate fi scrisă sub forma v = 2Rn tg . (3.18) v

2

3 φ

vd

a)

vt vt 1

φ

vn

R ρ

1 p

n b)

vt

v

vn

v

θ

vn

v φ

2

p

3

n D

c)

Fig. 3.9. Construcţia şi cinematica mecanismelor camă-tachet Cama cilindrică (figura 3.9,c) are un profil elicoidal de pas p. Aşadar, similar din punct de vedere cinematic cu mecanismul şurubpiuliţă, putem scrie v = n p = Dn tg, [mm/min], în care: D este diametrul mediu al camei cilindrice, [mm]; n – turaţia arborelui portcamă, [rot/min];  – unghiul dintre tangenta la elice şi axa camei. 3.2.5. Mecanisme pinion-cremalieră

În funcţie de soluţia constructivă aleasă, cremaliera Cr poate fi solidară cu sania maşinii-unelte (figura 3.10,a) sau fixată la batiu (figura 3.10,b). În acest ultim caz, legătura dintre bara de avans BA şi roata z1 (legată cinematic de carcasa H a căruciorului) este alunecătoare. Pinionul z, angrenând cu cremaliera, imprimă

69

căruciorului o mişcare de translaţie a cărei viteza se determină cu mz , [m/min], (3.19) relaţia v 1000 în care m şi z reprezintă modulul, respectiv, numărul de dinţi ai pinionului. La maşinile-unelte grele, se adoptă soluţia cu două angrenaje pinion-cremalieră. Dacă acestea au axa orizontală şi flancurile dinţilor înclinate în sensuri opuse (figura 3.11,a), forţele axiale se compensează şi se evită înclinarea săniei faţă de direcţia de deplasare. Pentru a se diminua influenţa uzurii angrenajelor asupra calităţii transmisiei, se preferă poziţia verticală a axelor pinioanelor (figura 3.11,b). Cr v S v

z

z1

BA

Cr

n

n b)

a)

Fig. 3.10. Mecanism pinion-cremalieră cu un angrenaj v z

β

β

v

n I

n z

n

z

II z

b) a) Fig. 3.11. Mecanism pinion-cremalieră cu două angrenaje

70

H

Mecanismul melc - cremalieră melcată (figura 3.12) permite obţinerea unor viteze relativ mici, o rigiditate sporită a transmisiei şi o funcţionare silenţioasă. Dacă unghiul , dintre direcţia de deplasare a cremalierei şi axa melcului, este nul, se stabileşte o legătură cinematică asemănătoare cu cea dintre un şurub foarte scurt şi o piuliţă lungă. Rezultă un contact foarte bun între melc şi cremalieră. Viteza acesteia se poate calcula cu relaţia z k m , [m/min], (3.20) v  n 1  z 2 1000 în care, k reprezintă numărul de începuturi ale pinionului melcat. Pentru o funcţionare cât mai uniformă, se adoptă un unghi  ≠ 0, ceea ce permite mărirea diametrului roţii dinţate şi montarea acesteia pe acelaşi arbore cu melcul fără a mai exista restricţii legate de spaţiul dintre cremalieră şi axa melcului. v

S z2

n

II

Cr

I

z1 Fig. 3.12. Mecanism melc-cremalieră melcată 3.2.6. Mecanisme şurub - piuliţă

Acest subansamblu este utilizat, de cele mai multe ori, ca mecanism final în cadrul lanţurilor cinematice de avans. Datorită autofrânării, el asigură efectuarea mişcărilor de poziţionare, inclusiv a săniilor cu deplasare pe verticală, precum şi a mişcărilor de avans intermitent. Suprafaţa mare şi constantă a zonei de contact permite realizarea unor poziţionări precise precum şi o funcţionare uniformă şi silenţioasă. Mecanismul şurub-piuliţă oferă un raport foarte bun între forţa axială pe care o poate transmite şi gabaritul său relativ redus. În schimb, prezintă dezavantajul unui randament scăzut (=0,45…0,70) ceea ce nu este lipsit de importanţă pentru lanţurile cinematice de putere mare. Mişcarea de rotaţie se aplică şurubului sau piuliţei iar

71

sania (organul de lucru OL) execută translaţia deoarece este legată cinematic de piuliţă sau şurub. v

v

OL

OL

Ş n

Ş

n

p

p

a)

b)

v

OL

v

OL p

p n

z2

n

z1

z2 z1

c)

d) Fig. 3.13. Mecanisme şurub-piuliţă

În figura 3.13 sunt prezentate patru variante constructive: a) şurubul, având lagărele fixate de batiu, execută mişcarea de rotaţie iar sania, solidară cu piuliţa, efectuează mişcarea de translaţie. b) şurubul conducător execută ambele mişcări, piuliţa e blocată. c) piuliţa se roteşte iar şurubul antrenează sania în translaţie. d) ambele mişcări sunt efectuate de piuliţă datorită legăturii cinematice permanente z1/z2, alunecătoare faţă de bara de avans BA, iar şurubul este blocat la batiu. Viteza de translaţie a săniei se determină cu relaţia v = k p n , [mm/min], (3.21) în care: k este numărul de începuturi ale filetului; p – pasul filetului, [mm]; n – turaţia elementului conducător (şurub/piuliţă), [rot/min].

72

3.3. Mecanisme pentru obţinerea mişcării intermitente În cazul proceselor de aşchiere care au o evoluţie ciclică, sunt necesare mişcări de avans periodic (intermitent). Acestea se desfăşoară în afara procesului de aşchiere, între două cicluri consecutive, aşa cum este cazul maşinilor de rabotat, mortezat, rectificat, etc. Lanţul cinematic de avans intermitent cu legătură directă de subordonare între mişcările I şi II, prezentat în figura 3.14, este acţionat prin cama K ce se deplasează solidar cu organul de lucru OL1. I ME

C

II

MT1 OL1

CV K L i

OL2 A

MI

T

MT2

e

Fig. 3.14. Structura unui lanţ cinematic de avans intermitent cu legătură directă de subordonare între mişcări Semnalul tachetului T este transmis, prin lanţul cinematic L, mecanismului de intermitenţă MI. Arcul A asigură revenirea sistemului în poziţia iniţială, pentru realizarea ciclului următor. Lanţurile cinematice de avans intermitent cu motor comandat asigură deplasarea periodică a organului de lucru OL2 (figura 3.15) prin funcţionarea de scurtă durată a motorului ME2. Cama K1, solidară cu sania OL1, trimite un semnal sistemului de comandă SC pentru pornirea motorului ME2. Cama K2 comandă oprirea acestuia. Aşadar, ciclul avansului intermitent se realizează în timpul unei rotaţii complete a tamburului de comandă TC. Mărimea avansului se reglează cu ajutorul mecanismelor din cutia de avansuri CA, prin modificarea raportului de transmitere i sau a numărului de came K2 fixate pe tamburul gradat. În unele situaţii, elementele L - i -TC - K2 -

73

T2 - SC se pot înlocui cu un releu intermediar de timp (electric) care să asigure decuplarea motorului ME2 şi reglarea mărimii avansului intermitent. Mecanismul cu clichet (figura 3.16) este antrenat în mişcare de mecanismul patrulater articulat O1ABO2 . La rotaţia continuă a manivelei O1A, manivela condusă 3 imprimă o mişcare de rotaţie oscilantă carcasei 4 şi clichetului 7 cu amplitudinea unghiulară s . I MT1 II C ME1 OL1 CV n01

T1

K1 OL2

SC

ME2

MT2

L

CA K2

i

TC o

α=360

T2

Fig. 3.15. Structura unui lanţ cinematic de avans intermitent cu motor comandat Mecanismul cu clichet (figura 3.16) este antrenat în mişcare de mecanismul patrulater articulat O1ABO2. La rotaţia continuă a manivelei O1A, manivela condusă 3 imprimă o mişcare de rotaţie oscilantă carcasei 4 şi clichetului 7 cu amplitudinea unghiulară s . Pentru un sens al mişcării, clichetul antrenează roata 5 şi, implicit, şurubul conducător 8. La rotaţia în sens contrar a carcasei, clichetul sare peste zx dinţi ai roţii, fără a o antrena, şi revine pe poziţia iniţială. 74

Mărimea avansului se reglează prin modificarea excentricităţii O1A=e şi, implicit, a numărului zx de dinţi cuprinşi în unghiul de oscilaţie s. αs 6 7

8 III

f

II

p

e

I

O2

O1 A B

4 3 2 1 5(zc) Fig. 3.16. Structura unui lanţ cinematic pentru avans intermitent Avansul, pentru o rotaţie a mecanismului cu excentric, se calculează conform relaţiei z (3.22) f  x p , [mm/rot]. zc

θ

C1

C2 2θ/3 C3

θ/3

Fig. 3.17. Mecanism cu trei clichete

75

O altă soluţie pentru reglarea mărimii avansului presupune ca, în condiţiile unei amplitudini unghiulare constante (corespunzătoare avansului maxim), o parte dintre dinţii cuprinşi în unghiul s să fie acoperiţi de un scut reglabil ca poziţie. Astfel, pentru oscilaţia activă clichetul va lucra doar cu dinţii neacoperiţi. Conform relaţiei (3.22), avansul minim se obţine pentru zx=1. Din considerente constructive, numărul de dinţi ai roţii de clichet şi pasul şurubului au valori extreme limită, ceea ce conduce la un avans minim de aproximativ 0,015...0,02mm/cd. Pentru a obţine avansuri mai mici, se poate folosi un mecanism cu trei clichete (figura 3.17) decalaţi cu unghiul /3. Amplitudinea oscilaţiei carcasei poate fi redusă la această valoare unghiulară. Astfel, avansul minim se poate determina cu formula 1 f min  p , [mm/rot]. (3.23) 3z c I

1

O1 M

φ θ

N

2

3

O2

II

Fig. 3.18. Mecanism pentru intermitenţă cu cruce de Malta Mecanismul cu cruce de Malta se compune din flanşa 1 (figura 3.18), cu mişcare de rotaţie continuă, care are un bolţ 2 ce intră în canalele radiale ale elementului condus 3 (cruce de Malta). Mişcarea intermitentă II rezultă din angrenarea nepermanentă a celor două repere. Pentru micşorarea şocului la pornire, bolţul din punctul M

76

pătrunde în canal după o direcţie radială. Deci, dreptele O1M şi O2M sunt perpendiculare. Aşadar,  +  = 180o. Pentru a caracteriza mişcarea intermitentă, se introduc următoarele notaţii: z – numărul canalelor crucii de Malta; tc – durata unui ciclu de mişcare; t1 – durata mişcării crucii de Malta cu unghiul  = 360o/z; t2 – durata rotaţiei în gol a bolţului 2. Timpii tc, t1, t2 sunt mărimi proporţionale cu unghiurile de rotaţie ale manivelei tc t t2  1 . (3.24) 0  360 0   360

Pentru a mări frecvenţa mişcării intermitente, se pot folosi mecanisme cu două sau trei bolţuri de acţionare. Mărimea avansului intermitent poate fi reglată, ca şi în cazul mecanismelor cu clichet, cu ajutorul unei cutii de avansuri.

3.4. Mecanisme pentru inversarea sensului de mişcare Majoritatea organelor de lucru ale maşinilor-unelte execută mişcări reversibile. Inversarea sensului de mişcare este necesară pentru readucerea organelor de lucru în poziţia iniţială, realizarea mişcărilor alternative necesare procesului de aşchiere, generarea suprafeţelor elicoidale cu elice dreapta sau stânga etc. Schimbarea sensului de rotaţie cu ajutorul motoarelor electrice asincrone se realizează prin schimbarea ordinii de conectare a bobinelor la cele trei faze sau, la motoarele de curent continuu, prin inversarea sensului curentului de excitaţie. Utilizarea motoarelor asincrone trifazate reversibile este limitată doar pentru puteri relativ mici (P < 5 kW) şi frecvenţă de comutare de maxim 2000 … 3000 schimbări pe oră. Pentru motoare cu puteri mai mari nu se recomandă trecerea bruscă de la un sens de rotaţie la altul, ceea ce limitează frecvenţa de comutare şi determină creşterea timpului de inversare. Folosirea mecanismelor de inversare este obligatorie atunci când două sau mai multe lanţuri cinematice sunt acţionate de la acelaşi motor electric. Aceste mecanisme trebuie să satisfacă următoarele condiţii: 77

 să dezvolte momentele de torsiune necesare pentru ambele sensuri de rotaţie;  să realizeze raportul de inversare conform schemei procesului de aşchiere;  să fie caracterizate de forţe de inerţie şi pierderi de energie la inversare cât mai reduse;  să comute sensul într-un timp cât mai scurt;  să permită automatizarea comenzilor de inversare. Mecanismele pentru inversarea sensului pot fi clasificate după următoarele două criterii: a) modul de comutare: cu roţi de schimb (figura 3.19,a), cu roţi basculante (figura 3.19,b), cu roţi de baladoare (figurile 3.19,c,d) şi cu roţi de cuplabile (figurile 3.20,a,b); b) tipul transmisiei: prin angrenaje cilindrice (figura 3.19), prin roţi conice (figurile 3.20,b,c), prin angrenaje melc-roată melcată (figura 3.20,d) şi prin angrenaje cu roţi compuse (figura 3.21). Analiza mecanismelor reprezentate în figurile 3.19, 3.20 şi 3.21.  În cazul lanţurilor cinematice la care turaţia se reglează prin roţi de schimb, aceste mecanisme sunt folosite şi pentru inversarea sensului. Timpul relativ mare necesar reglării este justificat dacă frecvenţa acestor comenzi este redusă.  Mecanismele de inversare cu roţi basculante au dezavantajul că necesită spaţiu de acces pentru levierul basculant L, în peretele cutiei de avansuri, ceea ce permite intrarea impurităţilor şi înrăutăţirea condiţiilor de exploatare.  Prezenţa roţilor conice în cadrul mecanismelor de inversare permite schimbarea direcţiei de transmitere a mişcării. Această calitate o au şi angrenajele melcate care oferă şi rapoarte mari de demultiplicare.

78

A I

I

A

zi1

1

zi1

zi

0 2

zi2 II

II

a)

L

b)

zi2

B

B A zi zi B A z i1 z i 2 z i1 z i 2 B

I

I

II

II

z1

z1

z2

z1

A z i1 z i1 B A z i 2 z i1 z i 2 z i1 B

I

I

zi zi

II

z3

c) I

II

z2 z1 z i zi z3 z2 z3

I

II

z1 z i zi z 2 z1 z2

d) II

Fig. 3.19. Mecanisme pentru inversarea sensului de rotaţie: a - cu roţi de schimb; b - cu roţi basculante; c şi d - cu roţi baladoare.

79

z1

z3

C1 C2

z2

I

I

z3 C1

zi

C2

II

zi II

II

z1

I

a)

z2

b)

z4 z z C1 1 i zi z 2

I

II

z C2 3 z4 z1

z C1 1 z2

I

II

k1

II

II

z C2 1 z3 z1 k2

III

z2 I

I

C1 z2

z3

C2

z3

z4 IV

c) I

z2 z1 z3 z1

II

I

z5

z k1 C1 3 z1 z5 k2 C2 z2

z4 z5

d) IV

Fig. 3.20. Mecanisme pentru inversarea sensului de rotaţie: a - cu roţi cilindrice cuplabile; b - cu roţi conice cuplabile; c - cu roţi conice baladoare; d - cu angrenaje melcate cuplabile. 80

 Roata compusă 1 (figura 3.21) are un perimetru danturat alcătuit din trei tronsoane: dantură exterioară (ze), dantură interioară (zi) şi dantura zonelor de racordare (zr). Roata dinţată z1, de pe arborele de intrare I, se roteşte permanent în acelaşi sens, angrenând succesiv cu zonele danturate ze, zr, zi ale roţii compuse. Aceste mecanisme asigură o funcţionare fără şocuri şi sunt utilizate pentru inversarea sensului la elemente cu mişcare oscilantă (de exemplu, maşina de rectificat roţi dinţate cu disc abraziv, tip Niles). Trecerea de la angrenarea z1/ze la z1/zi şi invers este posibilă deoarece roata z1 este montată pe sania 2 care se deplasează radial. La angrenarea exterioară z1/ze se obţine sensul de rotaţie „a”, a roţii conduse z3, iar la cea interioară, z1/zi, sensul „b”.

1

ze

z1

z3 zi

a

I

III n0

II

2 z2

b

zr

Fig. 3.21. Mecanism de inversare cu roată compusă

81

Cap.4. ORGANE DE MAŞINI SPECIFICE MAŞINILOR-UNELTE La construcţia maşinilor-unelte sunt întrebuinţate organe de maşini de uz general, cum sunt: şuruburi, rulmenţi, cuplaje, elemente de etanşare etc., precum şi unele specifice: piese portante (batiuri, sănii, montanţi, plăci de bază etc.), ghidaje, arbori principali şi lagărele acestora, şuruburi conducătoare etc. În cele ce urmează, vor fi analizate doar unele organe de maşini specifice, cele care influenţează în mod semnificativ precizia de prelucrare a maşinii-unelte şi îi conferă acesteia o anumită configuraţie şi calităţi în exploatare specifice. La alegerea materialelor pentru componentele structurale ale maşinilor-unelte trebuie să fie cunoscută natura şi mărimea solicitării. Acest obiectiv presupune determinarea precisă a forţelor sub aspectul mărimii, direcţiei, sensului, variaţiei în timp şi frecvenţa acţiunii lor. Uneori, acest deziderat este greu de atins iar rezultatele calculelor de proiectare sunt afectate de gradul de apropiere a ipotezelor de realitate. În principal, la alegerea materialului în concordanţă cu natura şi mărimea solicitării, se disting trei cazuri: - componentele, ale căror dimensiuni sunt determinate de condiţii de rezistenţă (arbori, roţi dinţate etc.) vor fi fabricate din materiale cu proprietăţi înalte de rezistenţă, de exemplu: oţeluri călite sau îmbunătăţite, fontă de înaltă rezistenţă etc.; - organele de maşină, ale căror dimensiuni sunt determinate de rigiditate (batiuri, sănii, ghidaje) vor fi prelucrate din materiale cu modul de elasticitate ridicat (oţel netratat termic, fontă etc.); - elementele mecanice supuse unor solicitări la presiune de contact sunt fabricate, de la caz la caz, după cum urmează:  din oţel călit la durităţi mari, în cazul unor tensiuni de contact mari (roţi dinţate puternic solicitate); 83

 oţel îmbunătăţit sau netratat termic, fontă, materiale nemetalice,în cazul unor tensiuni de contact medii sau mici;  în cazul a două elemente conjugate cu mişcare relativă (lagăre de alunecare, angrenaje melcate, frâne etc.), una dintre piese va fi executată dintr-un material antifricţiune iar cealaltă din oţel călit, fontă etc., astfel încât suprafaţa de contact să fie cât mai dură. La alegerea materialului, pentru orice componentă mecanică, în afară de factorii prezentaţi mai sus concură şi factorul economic. Materialele utilizate cel mai frecvent în construcţia organologiei specifice maşinilor-unelte sunt fontele, oţelurile şi într-o măsură mai redusă aliajele neferoase sau materialele nemetalice. Fontele sunt aliaje Fe-C al căror conţinut de carbon este, cel mai frecvent, cuprins între 2,2 – 3,8 %. Aceste materiale au foarte slabe proprietăţi plastice (forjabilitate), sudabilitate redusă, rezistenţă mecanică mai mică decât a oţelurilor, dar o turnabilitate mai bună (temperatură de topire mai scăzută, fluiditate mai mare şi contracţie mică la solidificare) şi o bună capacitate de amortizare a vibraţiilor. Fontele albe (cementitice) sunt dure (350...500 HB), fragile şi neprelucrabile prin aşchiere. Dintre acestea, doar cele de compoziţie hipoeutectică (C<4,3 %) prezintă interes, dar limitat (pentru piese supuse unui proces de uzare intens sau pentru obţinerea fontelor maleabile). Fonta cenuşie(de turnătorie), mai ales cele cu structură perlitică (Fc 250, Fc 350), au o bună rezistenţă mecanică şi la uzură şi sunt utilizate pentru fabricarea prin turnare a batiurilor, montanţilor şi săniilor maşinilor-unelte care sunt supuse unor solicitări medii şi mari (î<500 MPa) la încovoiere sau presiune de contact pe suprafaţa portantă a ghidajelor (c<0,5 MPa). Fonta modificată. În prezent, modificarea fontei constituie una dintre metodele cele mai eficace pentru obţinerea unor fonte de calitate superioară. Metoda constă în introducerea în fonta lichidă a unor substanţe grafitizante (ferosiliciu, silico-calciu etc.) care au rolul de a compactiza incluziunile în care carbonul s-a separat sub formă de grafit. Dintre acestea, fontele cu grafit nodular (de exemplu, Fgn 600) sunt recomandate pentru roţi dinţate uşor şi mediu solicitate şi a căror viteze periferice nu depăşesc 3 m/s. 84

Fonta aliată. Principalele elemente de aliere sunt Ni şi Cr care conduc la creşterea durităţii fontei precum şi a rezistenţei la uzură. Oţelurile stau la baza construcţiei unor elemente mecanice precum: angrenaje, arbori, şuruburi conducătoare etc., deoarece aceste organe de maşină pot transmite forţe mari la viteze mari în condiţii satisfăcătoare în comparaţie cu alte materiale. Oţelurile sunt caracterizate prin rezistenţă ridicată, bună plasticitate (spre deosebire de fonte), prin capacitatea de a pute fi supuse tratamentelor chimice sau termochimice. Oţelurile carbon obişnuite, OL 42, OL 50, OL 60, au prelucrabilitate ridicată prin deformare plastică şi prin aşchiere, bună sudabilitate şi sunt utilizate pentru fabricarea componentelor mecanice care sunt mai puţin solicitate: capace, pene, unii arbori sau roţi dinţate, batiuri sudate etc. Oţelurile carbon de calitate au compoziţie chimică şi proprietăţi mecanice garantate. Sunt utilizate, în general, după ce au fost tratate termic sau termochimic. În funcţie de conţinutul în C, sunt clasificate în: oţeluri de cementare (OLC 10, OLC 15, OLC 20, pentru: pene, bolţuri, pârghii etc.) şi oţeluri de îmbunătăţire (OLC 25,....,OLC 60, pentru: bucşe elastice, roţi dinţate, came, şuruburi conducătoare). Oţelurile aliate sunt folosite pentru confecţionarea elementelor mecanice cărora li se impun condiţii rezistenţă şi de durabilitate ridicată. De obicei, piesele fabricate din oţeluri aliate sunt supuse unui tratament termic care să-i pună în valoare caracteristicile mecanice. De exemplu, pentru roţi dinţate sunt utilizate oţeluri aliate, după cum urmează: • 35M16 – normalizat, pentru solicitări mici, sau – călit şi apoi revenit până la duritatea HCR 28-35, pentru solicitări mijlocii; • 40C10 – călit şi revenit la duritatea de 230...260 HB, pentru roţi care lucrează la viteze mari şi valori medii ale presiunii de contact, sau – cementat şi apoi călire urmată de revenire până la o durita-te de 48...53 HRC, pentru roţi ce lucrează la viteze mari şi sarcini dinamice mici. Oţelurile aliate se deformează mai puţin în urma tratamentului termic ceea ce le recomandă ca materiale pentru confecţionarea ghidajelor aplicate, a unor arbori, a şuruburilor conducătoare etc.

85

Oţelurile turnate, deşi sunt recomandate ca materiale pentru piese cu o configuraţie mai complexă, în cazul maşinilor-unelte sunt folosite mai rar deoarece, după turnare, piesele trebuie detensionate. În cazul roţilor cu diametre mici, atunci când este mai avantajos din punct de vedere constructiv ca acestea să facă corp comun cu arborele, se preferă folosirea oţelului turnat. Aliajele neferoase, îndeosebi bronzurile, sunt utilizate, mai ales, pentru confecţionarea lagărelor de alunecare. Bronzurile sunt utilizate şi ca materiale pentru roţi melcate, piuliţe pentru şuruburi conducătore ca şi pentru alte piese care au suprafeţe de contact cu mişcare relativă faţă de piesele conjugate şi care înregistrează un proces mai intens de uzare. Pe lângă elementul de bază, cuprul, bronzurile pot avea în compoziţie staniu, plumb, aluminiu (de exemplu: BzSn10, BzPb25, BzSnPb15, CuAl9) şi au proprietăţi antifricţiune superioare, rezistenţă mare la coroziune şi la uzură şi sunt uşor de prelucrat prin aşchiere.

4.1. Piese portante Sub această denumire sunt cunoscute piesele mari ale maşinilorunelte. Acestea pot fi împărţite în două categorii: - fixe (batiu, ca ansamblu monolit format din: placă de bază, coloană/montant, traversă fixă, păpuşă fixă etc.); - mobile (sanie, cărucior, platou / planşaibă, consolă, păpuşă mobilă, traversă mobilă etc.). Piesele portante au rolul de a susţine subansamblele funcţionale ale maşinilor-unelte, de a asigura, pe toată durata procesului de prelucrare, poziţia reciprocă corectă a arborelui principal şi a săniei pe care sunt fixate scula sau semifabricatul. Pentru a-şi îndeplini rolul, acestea trebuie să fie cât mai rigide, să reziste cât mai bine la vibraţii şi să aibă o greutate cât mai mică. Solicitările şi deformaţiile pieselor portante sunt determinate de forţele gravitaţionale (greutatea proprie, a subansamblelor susţinute şi a semifabricatului), forţele şi momentele de aşchiere, forţele generate de regimul termic care însoţeşte prelucrare. Batiul este piesa de bază pe care se montează, rigid sau cu posibilitatea de a executa mişcări relative, subansamblurile care compun maşina-unealtă. 86

În figura 4.1, este prezentată structura unei maşini de frezat universală al cărei batiu este compus dintr-o placă de bază, un montant (montat rigid pe placa de bază şi prevăzut cu ghidaje) şi o traversă mobilă care susţine, prin intermediul unui lagăr, dornul portsculă. La alte maşini (strunguri, maşini de rectificat etc.), batiul este format dintr-o singură piesă de bază, numită de obicei şi pat (fig. 4.2). 3

4

2

5

1

Fig. 4.1. Arhitectura maşinii de frezat universală: 1 – placă de bază; 2 – montant; 3 – traversă mobilă; 4 – lagăr; 5 – consolă.

Fig. 4.2. Batiul strungului normal (orizontal)

87

La maşinile-unelte verticale, cum sunt cele de găurit, batiul este constituit dintr-o placă de bază, un montant prismatic sau cilindric şi, uneori, un braţ suport pe ghidajele cărora se pot deplasa subansamblele port sculă (figura 4.3).

2 1 Fig. 4.3. Batiul maşinii de găurit radială: 1 – placă de bază; 2 – coloană. În cazul maşinilor-unelte mari (strunguri carusel, maşini orizontale de frezat, maşini de rabotat longitudinal), batiul este format dintr-o piesă de bază pe care se montează rigid unul sau doi montanţi, liberi sau legaţi la capete printr-o traversă de legătură fixă (figura 4.4). 4 3 2 1

Fig. 4.4. Batiul maşinii de rabotat longitudinal Condiţia principală pe care trebuie să o îndeplinească batiurile pentru a asigura precizia pieselor prelucrate este aceea ca suprafeţele lor de bază să rămână neschimbate unele în raport cu celelalte în

88

timpul şi la toate regimurile de aşchiere. Aceasta este condiţia de invariabilitate a formei batiurilor. După forma constructivă, deosebim: - batiuri-grindă orizontale, maşini de rectificat);

(strunguri, maşini de filetat,

- batiuri-grindă verticale, frezat universale);

(maşini de găurit, maşini de

- batiuri-cadru deschis,

(maşini de alezat şi frezat);

- batiuri-cadru închis, (maşini de rabotat sau de frezat longitudinal, strunguri carusel mari); acestea asigură maşinii-unelte rigiditate mare şi o bună precizie de prelucrare, chiar dacă regimurile de aşchiere sunt intense. Rigidizarea batiurilor tip grindă orizontală, la răsucire şi încovoiere, se realizează cu ajutorul pereţilor interiori de consolidare (figura 4.5).

Fig. 4.5. Batiu de strung cu nervuri de consolidare în diagonală 89

În cazul producţiei de unicat sau serie mică şi pentru forme simple, batiurile pot fi realizate din oţel, în construcţie sudată. Dar, de cele mai multe ori, acestea sunt obţinute prin turnare, din fontă. Acest procedeu oferă soluţii multiple de obţinere a formelor, conduce la costuri reduse pentru o producţie de serie iar materialul asigură o bună amortizare a vibraţiilor.

4.2. Sisteme de ghidare Sistemele de ghidare au rolul de a asigura mişcarea organelor mobile ale maşinilor-unelte pe traiectorii prestabilite, precum şi de a prelua forţele care apar în timpul procesului de prelucrare. Aceste organe de maşini materializează cuplele cinematice de translaţie. Determinante pentru precizia de funcţionare a sistemelor din care fac parte, ghidajele trebuie să satisfacă următoarele condiţii: - poziţia suprafeţelor componentelor care formează cupla cinematică trebuie să asigure reacţiuni minime în cuplă; - forma şi dimensiunile suprafeţelor de contact şi condiţiile de funcţionare a cuplei trebuie să asigure o distribuţie a presiunilor de contact cât mai apropiată de cea uniformă; - deformaţiile elementelor care formează cupla cinematică trebuie să asigure precizia de funcţionare; - să asigure stabilitatea mişcării săniilor la viteze mici de avans; - rezistenţa la uzare a materialelor trebuie să fie mare pentru a asigura menţinerea îndelungată a preciziei de funcţionare (fiabilitatea, în special a batiurilor); - materialele utilizate pentru cele două semicuple trebuie să asigure evitarea tendinţei de gripare; - soluţia constructivă a sistemului de ghidare trebuie să asigure reglarea jocului pentru a se putea compensa uzura.

90

Ghidajele trebuie să permită deplasarea semicuplelor pe o singură direcţie şi să asigure preluarea forţelor care apar în timpul procesului de prelucrare şi a momentelor acestora (figura 4.6). R I

v

II

I

a)

v

II

b)

R

n

R

II

I

c)

Fig. 4.6. Sisteme de ghidare pentru: a,b – mişcarea de translaţie a săniei; c – mişcarea de rotaţie a platoului. Faţetele 1, 2, 3 formează ghidajele notate cu I şi II. Sistemul de ghidare care are capacitatea de a conduce mişcarea organului mobil (sania) fără a fi dependent de direcţia pe care o are rezultanta R, a forţelor procesului de aşchiere, se numeşte sistem închis (figura 4.6,b) şi este caracterizat de un singur grad libertate (o translaţie sau o rotaţie) datorită existenţei suprafeţelor de închidere 2 şi 5. În figurile 4.6,a şi c, sunt reprezentate sisteme de ghidare care pot asigura un contact permanent al suprafeţelor conjugate doar dacă direcţia forţei rezultante, care solicită cupla cinematică, se încadrează în domeniul impus de restricţii constructive şi cinematice. Aceste ghidaje, constituite ca mulţime complementară celei prezentate anterior, poartă numele de sisteme deschise. Din punct de vedere al naturii frecării dintre suprafeţele conjugate, deosebim: a) ghidaje de alunecare, caracterizate de frecare mixtă sau frecare lichidă; b) ghidaje cu elemente intermediare de rostogolire. 4.2.1. Ghidaje de alunecare A. Ghidaje pentru mişcări de translaţie Profilul unui ghidaj este dat de conturul secţiunii obţinut prin secţionarea acestuia cu un plan perpendicular pe direcţia de deplasare a organului mobil (în cazul ghidajelor pentru mişcare de rectilinie) sau

91

cu un plan radial, în cazul ghidajelor pentru mişcare de rotaţie. Astfel, sunt utilizate ghidaje cu trei tipuri de profiluri: triunghiular, dreptunghiular, circular. Ghidajele cu profil triunghiular (figura 4.7) funcţionează în bune condiţii prin utilizarea unor porţiuni din cele trei laturi ale profilului care, conjugate, asigură un singur grad de libertate organului mobil (figura 4.7,a,b). Dacă în timpul procesului de aşchiere iau naştere forţe a căror rezultantă are o componentă perpendiculară pe una dintre cele trei suprafeţe ale ghidajului această suprafaţă îşi pierde utilitatea. În consecinţă, vor fi utilizate ca suprafeţe de ghidare doar două laturi ale profilului triunghiului. Din punct de vedere constructiv, sunt utilizate trei variante de ghidaje: cu profil în Λ, cu profil în V, cu profil coadă de rândunică. Ghidajele cu profil în Λ se construiesc în forme simetrice sau asimetrice (pentru a micşora presiunea de contact) iar suprafeţele de ghidare, de cele mai multe ori, sunt reciproc perpendiculare (fără a constitui o regulă). Aşchiile rezultate în procesul de prelucrare se rostogolesc de pe aceste suprafeţe, ceea ce conduce la un proces de uzare mai lent. De asemenea, ghidajele din această categorie au proprietatea de reglare automată a jocului cauzat de uzură. Calitatea de ghidaje autoreglabile se poate pierde dacă organul mobil ocupă o poziţie incorectă faţă de cel fix (figura 4.7,c). Un dezavantaj important îl constituie instabilitatea stratului de lubrifiant. a)

450 incorect corect

450

incorect

corect

d) 0

b) 30

900 F

M

c) F

v

1 2

e)

3 Fig. 4.7. Ghidaje cu profil în Λ sau în V

92

M f)

Ghidajele cu profil în V se construiesc, de asemenea, în forme simetrice sau asimetrice. Dacă se urmăreşte creşterea suprafeţei portante (fără ca adâncimea ghidajului să se mărească), unghiul dintre suprafeţele de ghidare va avea o valoare de până la 1200. Pentru o ghidare mai bună a organului mobil (în cazul maşinilor-unelte de precizie), soluţia este aceea de a reduce acest unghi la valori de până la 700. Şi această categorie de ghidaje are proprietatea de reglare automată a jocului care se poate menţine conform celor prezentate în figura 4.7,d. Ungerea se efectuează în condiţii bune, datorită posibilităţii menţinerii uleiului în cavitatea creată de către suprafeţele de ghidare, ceea ce determină ca acest tip de ghidaje să fie utilizat pentru organe mobile a căror cinematică presupune dezvoltarea unor viteze mari de alunecare. Ghidajele cu profil în Λ şi în V se folosesc, cu precădere, în plan orizontal. Dispunerea lor în plan vertical implică soluţii constructive complicate în scopul împiedicării desprinderii organului mobil. Totuşi, pentru creşterea stabilităţii asamblării, chiar şi în cazul unor momente mari de răsturnare, generate de forţele care solicită ansamblul sanie-ghidaj, sunt utilizate soluţii de închidere a ghidajului conform exemplelor prezentate în figurile 4.7,e şi f.

550

Ghidajele cu profil coadă de rândunică (figura 4.8) se construiesc, în general, cu un unghi între suprafeţele de ghidare de 550 (din considerente tehnologice şi funcţionale). Ghidajele din această categorie nu au proprietatea de autoreglare a jocului dar prezintă avantajul unei reglări de mică dificultate, cu ajutorul unor pene (3).

b) M F 3

550

a)

v 1 2

c)

Fig. 4.8. Ghidaje cu profil în coadă de rândunică

93

Ghidajele cu profil coadă de rândunică, spre deosebire de cele prezentate anterior, sunt utilizate pentru controlul deplasărilor pe verticală a săniilor precum şi pentru ghidarea organelor mobile asupra cărora forţa rezultantă acţionează în sensul desprinderii suprafeţelor conjugate.

a) F M

F

F

v

F F

1 2 3 c)

b)

Fig. 4.9. Ghidaje cu profil dreptunghiular Ghidajele cu profil dreptunghiular au o construcţie care necesită utilizarea tuturor laturilor (figura 4.9,a) sau doar a trei dintre ele, dacă cea de a patra este suplinită de existenţa unei forţe care acţionează permanent. Aceste ghidaje au avantajul unei prelucrări şi întreţineri uşoare. Aşezarea lor în plan orizontal favorizează ungerea dar pericolul uzării rapide este mai mare deoarece aşchiile şi particulele abrazive nu sunt îndepărtate în mod natural. Ghidajele cu profiluri plane sunt utilizate, mai ales, în cazul maşinilor-unelte grele, care necesită suprafeţe portante mari. În figurile 4.9,b şi c sunt prezentate soluţii constructive pentru ghidaje dreptunghiulare sisteme închis şi deschis.

94

Uneori, sunt utilizate sisteme de ghidare compuse din ghidaje cu profiluri triunghiulare şi dreptunghiulare (figura 4.10), în ambele variante: închis şi deschis. v

b)

a) Fig. 4.10. Sisteme de ghidare compuse

Ghidajele cu profil circular (figura 4.11) sunt formate din bare cilindrice sau ţevi care constituie suprafaţa de ghidare a organului mobil. Sunt întâlnite la maşini de găurit, de rabotat etc. b)

a)

d)

c) v

e) 1

f)

2 3

Fig. 4.11. Ghidaje cu profil circular Din punct de vedere al caracteristicilor, variantele prezentate în figurile 4.11,a şi 4.11,b sunt similare ghidajelor cu profil în Λ, respectiv, V. Prima soluţie este mai frecvent utilizată deoarece conferă ghidajului mai multă rigiditate. În unele cazuri, este utilizată întreaga secţiune circulară a ghidajului (figurilor 4.11c, d, e). În figura 4.11,f, 95

este prezentată o soluţie constructivă de ghidaje cu secţiune circulară pentru o maşină de rabotat longitudinal. B. Ghidaje pentru mişcări de rotaţie Ghidajele circulare sunt utilizate în structura maşinilor-unelte ale căror organe mobile execută mişcare de rotaţie în jurul unei axe, dispusă, de obicei, în plan vertical (de exemplu, platourile strungurilor revolver). Profilurile utilizate în construcţia ghidajelor circulare sunt (figura 4.12): plane, conice, în V (format asimetric). n n

a)

b)

700

n

200

Dm

300

De

c)

Fig. 4.12. Ghidaje pentru mişcări de rotaţie

C. Tribologia ghidajelor cu alunecare. Soluţii constructive Noţiunea de tribologie (tribos - frecare, logos - ştiinţă) a fost propusă în anul 1954 de savantul englez D. Tibor şi a căpătat o largă utilizare începând cu mijlocul deceniului următor. Iniţial, tribologia a fost definită ca ştiinţă şi tehnologie a procesului de interacţiune a suprafeţelor în contact care au mişcare relativă (de exemplu: cazul ghidajelor cu alunecare). Ulterior, s-a considerat necesar ca, în afara studiului proceselor de frecare şi de uzare, această ramură a ştiinţei să includă şi procesul de ungere (lubrificaţie). Prin cuplă de frecare se defineşte ansamblul de două sau mai multe corpuri care sunt în contact şi au mişcări relative de alunecare, rostogolire, pivotare sau o combinaţie a acestora. Cuplele de frecare asigură legătura dintre

96

elementele mobile prin: puncte, linii sau suprafeţe (plane, cilindrice, sferice). Datorită fenomenului de frecare, existenţa cuplelor într-un lanţ cinematic conduce la următoarele consecinţe:  suprafeţele în contact, care au mişcare relativă, sunt supuse unui proces de uzare a cărui evoluţie este rapidă în perioada iniţială (de rodaj) şi în cea finală (numită şi catastrofală) dar lentă în perioada de funcţionare normală;  încălzirea pieselor în contact conduce la modificări dimensionale şi de formă a suprafeţelor ce formează ajustajul (inclusiv gripare);  mişcarea este frânată, apar vibraţii şi scade randamentul. În funcţie de evoluţia poziţiei relative a pieselor ce formează cupla, frecarea poate fi: de repaos (statică) sau de mişcare. Ţinând cont de existenţa, sau nu, a unei pelicule de lubrifiant între cele două suprafeţe, frecarea poate fi: uscată, lichidă, mixtă sau onctuoasă. F F F v v v a)

b)

c)

Fig. 4.13. Contactul dintre două suprafeţe cu mişcare relativă: a – cu frecare uscată; b – cu frecare lichidă; c – cu frecare mixtă. Frecarea uscată se produce atunci când, în absenţa lubrifiantului, cele două suprafeţe cu mişcare relativă au contact direct (figura 4.13,a). În acest caz, pentru ca mişcarea să poată evolua, este necesară forfecarea sau deformarea plastică a asperităţilor. În particular, două corpuri care au suprafeţele în contact prelucrate foarte precis (abateri de formă şi rugozitate foarte mici, de exemplu calele plan-paralele) aderă atât de puternic încât este necesară o forţă considerabilă pentru a iniţia procesul de mişcare relativă. Aşadar, forţele de frecare pot fi mari atât din considerente de ordin mecanic (suprafeţe cu rugozitate mare) cât şi din punct de vedere al mecanismelor cinetico-moleculare. Frecarea uscată trebuie evitată (cu unele excepţii: transmisii prin curele, cuplaje sau frâne cu fricţiune etc.) pentru a preveni degradarea rapidă a suprafeţelor. Frecarea lichidă are loc atunci când între suprafeţele cu mişcare relativă, ce formează ajustajul, există un strat continuu de lubrifiant 97

(film sau peliculă de ulei) care exclude contactul direct (figura 4.13,b). Lubrifiantul are rolul de a reduce frecarea, de a uniformiza presiunea pe cele două suprafeţe, de a evacua căldura dezvoltată prin mişcarea relativă a moleculelor de lubrifiant precum şi de a amortiza şocurile sau vibraţiile. Frecarea mixtă (semilichidă sau semiuscată) se întâlneşte atunci când spaţiul dintre cele două suprafeţe în mişcare relativă (figura 4.13,c) se reduce în aşa măsură încât, între unele proeminenţe ce formează microgeometria acestora, se stabilesc puncte de contact. Frecarea mixtă corespunde fazelor de pornire sau de oprire ale maşinii-unelte. De asemenea, ea apare în cuplele de frecare ce au viteze relative prea mici pentru a permite formarea şi menţinerea unei pelicule de ulei cu grosime relativ constantă (lagăre oscilante, şuruburi conducătoare, ghidaje etc.). În cazul vitezelor de avans foarte mici (sub 100 mm/min) şi a presiunilor de contact relativ mari, mişcarea continuă (v = ct.) poate să se transforme în una cu viteză variabilă, caracterizată de alternanţa lipire - alunecare - lipire (stick-slip). Procesul este generat de raportul care se stabileşte, la un moment dat, între forţele ce caracterizează dinamica mişcării şi cele specifice aderenţei la nivel molecular. Frecarea onctuoasă are loc atunci când sunt utilizaţi lubrifianţi ce au capacitatea de a adera în straturi subţiri la cele două suprafeţe (grosimi de ordin molecular) şi de a împiedica contactul direct. Importanţa practică a acestui tip de contact este evidenţiată de faptul că el micşorează coeficientul de frecare doar de câteva ori, dar permite reducerea uzurii de câteva mii de ori. ulei

Ghidajul batiului

Ghidajul săniei

Fig. 4.14. Canale de ungere pentru ghidaje cu frecare mixtă Ghidajele cu frecare mixtă sunt utilizate pentru majoritatea săniilor care execută mişcări de avans (100 < v < 1200 mm/min).

98

H

Acestea au avantajul simplităţii constructive şi al rigidităţii de contact dar sunt caracterizate de efectele negative (creşterea jocului datorită procesului de uzare, mişcări sacadate ale săniei la viteze mici de avans) ale forţelor de frecare dintre elementele cu mişcare relativă (sanie-ghidaj). Pentru reducerea forţelor de frecare şi a gradientului uzurii, pe suprafeţele ghidajului săniei sunt prelucrate canale de ungere în care se introduce ulei de joasă presiune (figura 4.14). Canalele sunt dispuse transversal faţă de direcţia de mişcare iar numărul lor şi dimensiunea sunt stabilite în funcţie de: suprafaţa activă a ghidajului, viteza de avans etc. Pentru înlăturarea jocului suplimentar, datorat uzurii, ghidajele sunt prevăzute cu elemente de reglare (pene, rigle etc., figura 4.15). 1 1 ajustabil a) b) 3 4 4 5 1 1 3 c) 2 d) 2 3 3 1 3 2

e)

1 f) 3 2 Fig. 4.15. Soluţii pentru reglarea jocului în ghidaje: 1 – sanie; 2 – pană; 3 – batiu; 4 – riglă; 5 – compensator. Ghidajele cu frecare mixtă, dacă sunt alimentate cu ulei sub presiune (de către o reţea hidrostatică), pot prelua o fracţiune din forţa care le solicită. În acest scop, canalele vor fi dispuse transversal pe direcţia de deplasare a săniei (figura 4.16). Contactul dintre suprafeţele conjugate se menţine dar rigiditatea cuplei cinematice se diminuează, ca şi forţele de frecare. 99

p

A

A Secţiunea A-A a1

a2

a3

R

a4 R

Fig. 4.16. Canalele de ungere ale ghidajelor cu frecare mixtă şi sustentaţie hidrostatică(a1,...,a4 - variante constructive de buzunare) Ghidajul cu frecare lichidă şi sustentaţie hidrostatică este utilizat în două variante constructive: deschis sau închis (figurile 4.17 respectiv 4.18). p1 v

Dr1 Dr2

F

p0

p2 1 2

h

3

S

P R

p1 2

4

p1 Fig. 4.17. Ghidaj deschis cu sustentaţie hidrostatică Această categorie de cuple cinematice este definită de existenţa unui strat de ulei sub presiune între cele două suprafeţe cu mişcare relativă (sanie-ghidaj). Frecarea lichidă este menţinută indiferent cât de mică este viteza de deplasare. Uleiul, a cărui presiune este reglată cu ajutorul droselelor, ajunge în buzunarele 2 şi formează un strat pe

100

care „pluteşte” sania sub influenţa forţei de sustentaţie. Uleiul care curge din buzunare prin fanta h este colectat în canalele laterale, care sunt protejate împotriva impurităţilor, şi este dirijat spre rezervor. În cazul ghidajelor hidrostatice închise, între cele două straturi de ulei, de grosimi h1 şi h2, există o dependenţă funcţională, în sensul că dacă va creşte sarcina F, h1 va scade iar h2 va creşte, astfel că întotdeauna vom avea h1 + h2 = 2ha . (4.1) Din condiţia de echilibru, rezultă F = F1 – F2 = a p1N1 – bp2N2,

(4.2)

în care: - F1 şi F2 sunt sarcinile preluate de suprafeţele de susţinere şi de cele de închidere ale unui reazem; - p1 şi p2 reprezintă valorile presiunii în buzunarele de ulei ale suprafeţelor de sustentaţie, respectiv, de închidere; - a şi b - coeficienţi specifici celor două suprafeţe. Dr1

F v

2

P

3 4 h2

S

R

h1

1

Dr2

Fig. 4.18. Ghidaj închis cu sustentaţie hidrostatică

101

4.2.2. Ghidaje cu elemente intermediare de rostogolire Ghidajele cu elemente intermediare pot avea în structură: bile, role scurte (d ≈ L) sau role subţiri (d << L). Ghidajele cu role au o rigiditate de 1,5….2 ori mai mare decât cele cu bile dar necesită o precizie mai ridicată la prelucrarea suprafeţelor şi reclamă o mai bună protecţie contra impurităţilor. Când greutatea proprie sau rezultanta forţelor aplicate sistemului împiedică desprinderea componentei mobile, ghidajele pot fi concepute ca structuri aşa-zis „deschise”. În condiţiile existenţei unor momente de răsturnare, ghidajele pot fi proiectate în varianta unor construcţii „închise”, cu sau fără pretensionare. 1

L

2 4

C

3

L

Poziţia iniţială

Δ

2Δ Poziţia finală L Fig. 4.19. Cursa ghidajelor cu elemente de rostogolire: 1 – sanie; 2 – ghidaj; 3 – element de rostogolire; 4 – colivie. Atunci când ghidajele asigură curse relativ mici (figura 4.19), corpurile de rostogolire (3) sunt montate în structuri/colivii (4) care le menţin în contact permanent cu suprafeţele active ale binomului sanieghidaj. Pentru o cursă de mărimea 2Δ a săniei 1, corpurile de rostogolire efectuează deplasarea Δ = L – C.

102

Dacă sunt necesare curse mari pentru sania 2 (figura 4.20), se poate utiliza un sistem care să asigure recircularea bilelor 3 între suprafeţele active ale casetei 4 (solidară cu sania) şi calea de ghidare 1. Pentru protecţia ghidajului împotriva impurităţilor, interstiţiul lateral, dintre cele două elemente cu mişcare relativă (sanie–ghidaj), este închis cu ajutorul unor pereţi. 1

2

4

3

Fig. 4.20. Ghidaj cu casetă pentru recircularea bilelor: 1 – cale de ghidare; 2 – sanie; 3 – element de rostogolire (bilă); 4 – casetă. În figura 4.21 este prezentat un subansamblu sanie-ghidaj (riglele 5 şi 2) cu role cilindrice (3) ale căror axe alternează ca orientare (se încrucişează) şi sunt montate în colivii tip lanţ (4).

v

1

2

3 4 5 6 7 8 Fig. 4.21. Sistem de ghidare cu role încrucişate: 1 – batiu; 2 – riglă de ghidare fixă; 3 –rolă; 4 – colivie; 5 – riglă mobilă; 6 – sanie; 7 – pană pentru reglare; 8 – perete de protecţie. 103

Asamblarea este realizată cu strângere prealabilă şi asigură o precizie ridicată a deplasărilor ce poate fi controlată cu ajutorul penei de reglaj 7. Şorţul 8 împiedică pătrunderea impurităţilor între componentele în mişcare ale sistemului de ghidare. Pentru micşorarea jocurilor dintre elementele în mişcare relativă ale ghidajelor, sunt prezentate în figura 4.22 trei variante care au următoarele elemente active: ştift filetat (8), două pene înclinate (9,10) şi bolţ cu două trepte cilindrice excentrice (11). Subansamblele sanieghidaj prezentate în această figură sunt de tip „închis” iar contactul dintre suprafeţele riglelor de ghidare este asigurat de către două seturi de bile (3 şi 5) care sunt recirculate prin canalele practicate în rigla mobilă (6). Colivia 4 are drept rol reţinerea bilelor pe poziţie atunci când sunt în exteriorul canalului de recirculare. 7 8

6

5 4 3 2 1 9 10

11

Fig. 4.22. Soluţii pentru reglarea jocului în ghidaj: 1 – batiu; 2 – riglă de ghidare fixă; 3,5 – seturi de bile recirculabile; 4 – colivie; 6 – riglă de ghidare mobilă; 7 – sanie; 8 – ştift pentru reglare; 9,10 – pene pentru reglare; 11 – bolţ cu ax excentric pentru reglare.

104

Până în prezent, au fost prezentate ghidaje cu căi de rulare prismatice care permiteau ca sania să efectueze doar mişcări de translaţie. Dacă elementele ghidajului sunt de tip arbore-alezaj, translaţia poate fi însoţită de o mişcare de rotaţie. 4

3

2

1

n v Fig. 4.23. Ghidaje bucşă – arbore pentru mişcări de roto-translaţie: 1 – arbore; 2 – bucşă; 3 – colivie; 4 – bilă.

Corpurile de rostogolire 4, ale ghidajului prezentat în figura 4.23, sunt în contact permanent cu suprafeţele cilindrice de ghidare ale arborelui 1 şi bucşei 2. Colivia 3 asigură uniformitatea distribuţiei bilelor 4 şi, implicit, a punctelor de contact ale asamblării. Deoarece nu sunt soluţii pentru reglarea jocului, acest tip de ghidaj necesită componente prelucrate în clase de precizie înaltă iar asamblarea trebuie să fie realizată cu prestrângere. În conformitate cu cele prezentate anterior, au fost concepute ghidaje de tip bucşă-arbore pentru mişcări de roto-translaţie. Acestea sunt prevăzute cu canale pentru reîntoarcerea corpurilor de rostogolire între suprafeţele de ghidare (figura 4.24). În aceste cazuri, colivia 4 are ferestre echidistante, paralele cu axa, care să asigure, în prima fază, contactul bilelor cu arborele 1 şi

105

bucşa 2. În cea de a doua etapă, colivia menţine bilele în canalul de recirculare care este prelucrat pe suprafaţa bucşei. Inelele filetate 5 au rolul de a închide incinta ghidajului. 5

4

3

2

1

n v Fig. 4.24. Ghidaje bucşă - arbore pentru mişcări de roto-translaţie cu recircularea bilelor: 1 – arbore; 2 – bucşă; 3 – bilă; 4 – colivie; 5 – piuliţă pentru închiderea casetei.

106

4.3. Arbori principali Deoarece precizia de mişcare şi rigiditatea subansamblului arborelui principal joacă un rol foarte important în ceea ce priveşte precizia şi calitatea suprafeţei prelucrate, acesta trebuie să îndeplinească următoarele condiţii:  să asigure transmiterea uniformă şi cât mai precisă a mişcării de rotaţie arborelui principal; acesta trebuie să respecte limite strânse ale bătăii radiale şi axiale;  să prezinte rigiditate ridicată la solicitări statice şi dinamice;  deformaţiile termice şi vibraţiile să fie cât mai reduse;  să asigure fixarea sigură şi rapidă a sculei sau a semifabricatului. La majoritatea maşinilor-unelte, arborele principal execută mişcare de rotaţie. În cazul maşinilor de găurit, de alezat şi frezat, de honuit etc., datorită mişcării de avans, arborele principal efectuează o rototranslaţie. Pentru susţinerea arborilor principali, sunt utilizate lagăre de alunecare (cu cuzineţi) sau de rostogolire (rulmenţi radiali, radialiaxiali, axiali, oscilanţi). Alegerea tipului de lagăr nu poate fi făcută după criterii general valabile datorită numeroşilor factori care intervin: - să aibă durabilitate de ordinul a 8.000-10.000 ore de funcţionare, în cazul lagărelor de alunecare, respectiv 5.0006.000 ore pentru cele de rostogolire; - să asigure precizia ghidării radiale şi axiale; - să aibă dimensiuni cât mai mici; - să permită montarea, demontarea şi reglarea cât mai uşoară a jocului; - să necesite costuri reduse pentru întreţinere. Lagărele de alunecare au o utilizare mai restrânsă decât cele de rostogolire dar sunt preferate atunci când:  turaţiile arborelui sunt foarte mari;  ghidarea radială şi axială trebuie să fie extrem de precisă;  arborii sunt foarte grei iar fabricarea rulmenţilor în regim de unicat este costisitoare;  diametrul arborelui este prea mic. După felul ungerii, lagărele de alunecare pot fi:

107

- hidrodinamice, dacă presiunea în stratul de ulei este creată prin rotaţia arborelui; - hidrostatică, dacă presiunea este generată de pompă. Lagărele de rostogolire(rulmenţii) au următoarele avantaje:  simplitatea montajului;  eliminarea consumului de materiale deficitare;  asigură interschimbabilitatea în condiţiile unui preţ de cost mai mic;  lăţimi mai reduse. Ele au dezavantaje care nu pot fi neglijate: zgomot la turaţii mari, amortizează vibraţiile mai puţin, preţ de cost ridicat în condiţii de fabricaţie în regim de unicat. Alegerea rulmenţilor se efectuează în concordanţă cu direcţia, mărimea şi caracterul forţei (radială, axială, radial-axială) care acţionează asupra lagărului, cu turaţia arborelui şi cu durabilitatea impusă acestuia. Sunt utilizate frecvent următoarele combinaţii: - rulmenţi radiali (cu bile, role sau ace) şi rulmenţi axiali (cu bile), când forţa axială este mai mare decât cea radială; - rulmenţi radiali-axiali (cu bile sau role conice), când cele două forţe sunt aproximativ egale; - rulmenţi radiali cu bile, cu pretensionare, atunci când forţa axială este mai mică decât cea radială. Pentru etanşarea lagărelor se evită utilizarea pieselor în contact deoarece conduc la creşterea temperaturii subansamblului (limită termică acceptată: θmax < 6000 C) şi sunt preferate perechile de piese în sistem labirint. Lagărele arborilor principali, îndeosebi cel din apropierea zonei de lucru (anterior), sunt prevăzute cu sisteme pentru reglarea jocurilor provocate de uzură. Pe arborele principal se montează una sau maxim două roţi dinţate. În acest ultim caz, roata cea mai mare va fi poziţionată cât mai aproape de lagărul din faţă. Montarea elementelor pe arbori se realizează în sistem alezaj unitar. Degajările (canalele) prelucrate între treptele de diametru, pentru ieşirea discului de rectificat, au lăţime de 2...3 mm şi adâncime de 0,3...0,5 mm, pentru arbori cu diametrul de până la 50 mm şi valori duble pentru cei cu diametre mai mari. Fixarea roţilor dinţate sau a manşoanelor cuplajelor pe arborele principal se realizează prin intermediul penelor sau a canelurilor.

108

Limitarea deplasărilor axiale, a roţilor pe arbori, se realizează cu ajutorul inelelor elastice de siguranţă, montate în canale corespunzătoare. Datorită unor cerinţe de exploatare (utilizarea semifabricatelor tip bară, fixarea sculelor pe arbore cu ajutorul unor şuruburi lungi) unele maşini-unelte au arborele principal tubular. Geometria capetelor acestor arbori (figurile 4.25, 4.26, 4.27) este în strânsă dependenţă cu tipul de maşină-unealtă căruia îi aparţine. Pe extremitatea arborelui principal se centrează şi fixează, prin intermediul unor dispozitive: semifabricate (în cazul strungurilor) sau scule (precum la maşinile de frezat, de găurit, de rectificat etc.). Capul arborelui principal al maşinilor de frezat, (figura 4.25,a), asigură centrarea dornului port-sculă sau a frezelor cu coadă pe suprafaţa conică (conicitate 1/3,5) şi transmite acestora momentul de torsiune, necesar procesului de aşchiere, prin intermediul penelor 2. Fixarea, în alezajul conic, a sculelor sau dornurilor se realizează cu ajutorul unor şuruburilor şi a găurilor filetate 1 sau prin intermediul unei tije filetate ce traversează arborele principal tubular. În cazul strungurilor universale (figura 4.25,b), capul arborelui principal poate fi: - cu filet de fixare şi guler de centrare; - cu fixare pe flanşă şi centrare pe con. Prima soluţie prezintă următoarele dezavantaje: uzare mai rapidă (datorită înlocuirea universalului), tendinţă de deşurubare în timpul frânării sau la inversarea sensului de rotaţie al arborelui principal, lungime mare a braţului în consolă. Cea de-a doua soluţie asigură centrarea universalului pe suprafaţa conică (conicitate 1/6), permite fixarea acestuia cu ajutorul şuruburilor asamblate în găurile filetate 3, iar momentele de torsiune sunt preluate de penele 4. O altă variantă a acestei soluţii, utilizând o şaibă tip baionetă, simplifică procesul de schimbare a universalului precum şi durata acestuia. Capul arborelui principal al maşinilor de rectificat, (figura 4.26), are forme specifice care sunt în concordanţă cu soluţia adoptată pentru montajul pietrei de rectificat: - construcţie cu suprafaţă conică exterioară (figurile 4.26,a), folosite pentru a monta piatra prin intermediul unei bucşe conice; 109

- alezaje cilindrice sau conice, destinate fixării pietrelor de rectificat cu ajutorul unor dornuri (figurile 4.26,b). O problemă deosebit de importantă la montarea acestor scule pe arborele principal o constituie centrarea şi echilibrarea lor. Datorită turaţiilor foarte mari, chiar şi dezechilibre relativ mici provoacă vibraţii şi solicitări dinamice ceea ce dăunează funcţionării maşinii, calităţii suprafeţei prelucrate şi poate conduce la spargerea discului abraziv. Din aceste motive, sistemele de fixare a pietrelor de rectificat trebuie să aibă şi sisteme de echilibrare (figura 4.26,c). Astfel, piatra 1 este montată pe bucşa 3 prin intermediul unui inelului 8 turnat din plumb (acest metal asigură o fixare bună deoarece îşi măreşte volumul prin răcire). Inelul cu alezaj conic, este asamblat cu arborele 4 prin intermediul piuliţei 6 şi a penei disc 5. Echilibrarea se realizează prin amplasarea corespunzătoare a pieselor 2 şi 7 în canalele circulare. Secţiunea A-A

A

450

300

450

Secţiunea B-B

B

A

1 conicitate 1/3,5 2

B

a)

D b)

C

conicitate 1/6

Secţiunea C-C 3

C

4 c) Fig. 4.25. Forme constructive ale capetelor de arbore principal: a – maşini de frezat; b, c – strunguri normale. 110

Capul arborelui principal al maşinilor de găurit (figura 4.27) prezintă un alezaj conic (conicitate 1/20, cu autofrânare) necesar centrării şi fixării sculei. Acesta are, la extremitatea interioară, un canal frezat în care pătrunde antrenorul burghiului în vederea preluării momentului de torsiune necesar aşchierii. Canalul transversal median este necesar atunci când sunt utilizate bucşe de reducţie. 1

8 6 7

a)

2 3

5 b)

c)

Fig. 4.26. Capete de arbore principal pentru maşini de rectificat: a, b – suprafeţe de centrare-fixare exterioare; c – idem, interioare. Secţiunea A-A

A

b) A a) Fig. 4.27. Capete de arbore principal pentru maşini de găurit

111

4

Arborele principal al strungului SNB 400 (figura 4.28) este sprijinit la ambele capete pe lagăre cu rulmenţi. Forţele radiale sunt preluate de către ambele lagăre, iar cele axiale, în ambele sensuri, numai de lagărul din spate care conţine doi rulmenţi cu bile (4 şi 5). Reglarea jocului în lagărul din faţă se realizează cu ajutorul piuliţei 22. Rulmentul cu role cilindrice, 12, este montat pe suprafaţa conică a arborelui. Piuliţele 2 şi 6 sunt necesare pentru reglarea jocului în rulmenţii cu bile 4 şi 5. Etanşarea este asigurată cu ajutorul labirinturilor. Capătul arborelui principal are un con de centrare tip A şi un alezaj conic Morse 6. Arborele principal al strungului SNA 360 (figura 4.29) are o rigiditate deosebită, realizată prin modul de rezemare în lagăre. Reglarea jocului în rulmentul cu role conice (18,...., 22) se realizează cu ajutorul piuliţei 14 care este asigurată contra deşurubării de şaiba 15. Inelul exterior al rulmentului cu role conice, 9, are prevăzute pe suprafaţa frontală locaşuri pentru arcurile de pretensionare, 11. Acestea asigură permanent o forţă axială în rulment eliminând jocurile provocate de deformaţiile termice ale arborelui principal. Arborele principal al maşinii de frezat FO-36 (figura 4.30) este montat pe trei lagăre. Cele din faţă şi din mijloc, care-i determină precizia, au rulmenţi cu role conice. Reglarea jocului axial este reglată cu ajutorul piuliţei 7. Lagărul din spate, 5, este format dintr-un rulment cu bile care se poate deplasa axial pentru a prelua dilatările termice ale arborelui principal. Acesta are formă tubulară pentru a permite fixarea sculei sau dornului port sculă cu ajutorul unui şurub lung. Suprafaţa conică interioară a arborelui principal centrează scula iar momentele de torsiune sunt preluate de penele frontale 15. Arborele principal al maşinii de găurit 4GCo (figura 4.31) primeşte mişcarea de rotaţie de la cutia de viteze amplasată în partea superioară. Capătul arborelui principal, 1, are un alezaj conic Morse 1 şi un locaş transversal prin care se introduce pana pentru extragerea sculei. Solicitările la torsiune şi flambaj sunt preluate, prin intermediul rulmenţilor 2 (radial) şi 3 (axial), de către pinola 10. Aceasta îmbracă partea inferioară a arborelui căruia îi transmite mişcarea de avans primită de la cutia de avansuri prin intermediul pinionului 11. Mecanismul format din elementele 14, 4, 5, 6 şi 7 indică mărimea

112

deplasării axiale a sculei şi întrerupe, la cota prestabilită, mişcarea de avans. Reglarea jocului axial este realizată cu ajutorul piuliţei 8. Arborele principal al maşinii de rectificat (figura 4.32) se sprijină pe două lagăre de alunecare cu ungere hidrodinamică. Cuzinetul 9 este susţinut de trei nervuri longitudinale care formează ajustaj cu alezajul conic. În timpul funcţionării, uleiul este absorbit din baie, trece în spaţiul dintre nervuri şi este apoi eliminat în spaţiul lateral. Reglarea jocului radial în lagăr se efectuează prin deplasarea axială a bucşei cuzinet 9 cu ajutorul transmisiei melcate 6 şi 7. În ultimii ani, se utilizează tot mai des arbori principali cu lagăre hidrostatice care asigură frecare lichidă, inclusiv pentru turaţii mici. Uleiul sub presiune este asigurat dintr-un circuit exterior.

113

25

n 24

12 13 14 15 16

23

10 11 9

18 19 20

21

22

8 7 6 45

17

2 3 1

Fig. 4.28. Arborele principal al strungului SNB 400

114

Fig. 4.29. Arborele principal al strungului SNA 630

115

1 2

3

4 5 6 7 8 9

10 11 12

13

14

15 16

17

n

18 19 20 21 22 23 24 25 26

19

16 17

18

15

n 14 13 12 10 11 9 8 7 6 5

1

2

3 4 Fig. 4.30. Arborele principal al maşinii de frezat FO-36 116

7 8 9

6 5

10 4 11

3

12

13 14

2 n

1

v

Fig. 4.31. Arborele principal al maşinii de găurit 4GCo

117

18

11

9

10

n

Secţiunea A-A 8

7

16

17

A

A

15

6

14

4 5 3

n

12 13

1 2 Fig. 4.32. Arborele principal al maşinii de rectificat

118

4.4. Şuruburi conducătoare Mecanismele şurub conducător-piuliţă au rolul de a transforma mişcarea de rotaţie în translaţie. Acestea sunt utilizate ca elemente finale ale lanţurilor cinematice. Mecanismele şurub-piuliţă utilizate în lanţurile cinematice de avans periodic se construiesc cu autofrânare. Din punct de vedere al naturii frecării dintre suprafeţele în contact, se deosebesc trei categorii de mecanisme şurub-piuliţă: cu frecare mixtă, cu elemente intermediare (de rostogolire) şi hidrostatice. 4.4.1. Mecanisme şurub-piuliţă cu frecare mixtă Mecanismele şurub-piuliţă cu frecare mixtă sunt foarte des întâlnite şi au, în cele mai multe cazuri, profilul spirei trapezoidal cu unghiul de 300. În lanţurile generatoare complexe se folosesc şuruburi cu profil dreptunghiular deoarece bătaia radială a acestora nu influenţează precizia de mişcare a piuliţei. Deoarece confecţionarea şuruburilor de lungime mare este dificilă în condiţii de precizie ridicată, se recurge la realizarea lor din bucăţi. Lagărele şuruburilor conducătoare sunt simple şi au dimensiuni reduse deoarece vitezele de alunecare şi solicitările sunt mici. Pentru preluarea deformaţiilor termice, unul din lagăre nu fixează axial şurubul. Acesta poate fi sprijinit pe lagăre de alunecare din bronz sau fontă antifricţiune (figura 4.33,a) iar pentru preluarea componentei axiale a forţei de aşchiere se folosesc rulmenţi axiali (figura 4.33,b). În figura 4.34 este prezentat subansamblul săniei portcuţit a strungului SNA 360. Şurubul are lungime mică şi este acţionat manual. În aceste condiţii, rolul celui deal doilea lagăr este preluat de piuliţă. Uzarea suprafeţelor în contact conduce la apariţia jocului. Pentru a se asigura precizia prelucrării, funcţionarea liniştită şi pentru a permite realizarea avansurilor mici este necesar să se reducă jocul dintre flancurile ajustajului şurub-piuliţă. În acest scop, sunt întâlnite diverse variante: - schimbarea poziţiei axiale a două părţi componente ale piuliţei prin mişcare de reglaj: liniară, circulară sau elicoidală; - schimbarea poziţiei radiale a două părţi componente ale piuliţei prin mişcare de reglaj liniară;

119

- apăsarea piuliţei în direcţie axială pentru menţinerea contactului permanent între flancurile filetului. În figura 4.35 sunt prezentate soluţii constructive adoptate pentru reglarea jocului la anumite categorii de maşini-unelte. În figura 4.35,a este prezentată soluţia utilizată pentru reglarea jocului din mecanismul şurub-piuliţă al săniei transversale de la strungul normal. În tandem cu piuliţa fixă 3, există o a doua piuliţă, 1, care poate fi deplasată axial cu ajutorul penei 2 care poate fi repoziţionată în plan radial. Varianta constructivă reprezentată în figura 4.35,b are ca principiu eliminarea continuă a jocului dintre flancurile şurubului şi cele ale piuliţelor 1 şi 3 datorită arcurilor taler, 2, montate cu pretensionare. 1

2

3

4

5

6

a) 1

2

3

4

5

6

7

b) Fig. 4.33. Lăgăruirea şuruburilor conducătoare

120

121 9

2

10 11

1

13

14

4

15

16

5

17

6

18

19

7

Fig. 4.34. Subansamblul sanie portcuţit al strungului normal SNA 360

12

3

20

8

21

1

2

3

4 1

a)

2

3

4

b)

Fig. 4.35. Soluţii pentru reglarea jocului dintre flancurile mecanismului şurub-piuliţă 4.4.2. Mecanisme şurub-piuliţă cu elemente intermediare (de rostogolire) Mecanismele şurub-piuliţă cu frecare de rostogolire conţin ca elemente intermediare: bile, care se deplasează pe traiectorii elicoidale, sau role cilindrice (filetate sau cu canale circulare) care descriu traiectorii planetare. Principiul structural al mecanismelor şurub-piuliţă cu bile este prezentat în figura 4.36. Pe canalele elicoidale ale şurubului 4 şi ale piuliţei 2 se rostogolesc bilele 3 care, datorită preciziei mari de execuţie, sunt în contact permanent (joc nul) cu suprafeţele componentelor amintite anterior. Bilele, după ce parcurg 3….6 paşi pe traiectoria elicoidală, ies dintre flancurile filetate ale şurubului şi piuliţei, prin canalul de recirculare 1, şi se reîntorc în celălalt capăt al zonei de lucru.

122

Secţiunea A-A

A

1 2

v

3 4 n

A Fig. 4.36. Mecanism şurub-piuliţă cu sistem exterior de recirculare a bilelor

Dacă şurubul de mişcare este scurt şi cursa piuliţei este mică, sistemul de recirculare a bilelor poate să fie conceput prin corpul şurubului (figura 4.37) ceea ce permite obţinerea unei construcţii mai compacte.

Fig. 4.37. Mecanism şurub-piuliţă cu sistem interior de recirculare a bilelor

123

d1

d

dm a)

d

r

b)

R

θ

dm

R

θ

dm D

r

δ

h

R

θ

dm

θ

θ d

δ/2

Geometria căii de rulare a bilelor (figura 4.38), prelucrată pe suprafaţa şurubului şi a piuliţei, influenţează sensibil performanţa mecanismului (forţa axială maximă, rigiditatea, randamentul). Profilurile curbilinii cu contact ogival, în patru puncte (figura 4.38,a), precum şi cele semicirculare, în două puncte (figura 4.38,b), sunt cele mai frecvent utilizate în construcţia de mecanisme şurub-piuliţă cu bile. Profilul ogival asigură acestor subansamble o bună lubrifiere şi permite eliminarea jocului prin alegerea corespunzătoare a diametrului bilelor. Dacă se foloseşte pentru calea de rulare o astfel de geometrie, se poate asigura prestrângerea asamblării cu ajutorul unei singure piuliţe.

c)

d)

Fig. 4.38. Profilul căii de rulare a mecanismului şurub-piuliţă cu bile: a – ogival (boltă gotică); b – semicircular; c – trapezoidal; d – combinat. Pentru a creşte capacitatea portantă a acestor mecanisme, trebuie ca raportul dintre raza bilei (r) şi raza de curbură a căii de rulare (R) să tindă spre valoarea r/R = 0,95….0,97. În vederea asigurării unui joc minim, se preferă o valoare a unghiul de contact θ = 450. Corpul piuliţei şi bilele sunt confecţionate din oţel pentru rulmenţi RUL 1 sau RUL 2 călit integral la 60-62 HRC. Şurubul se prelucrează, de obicei, din oţel carbon de calitate OLC 55X, călit pe flancuri (CIF) la 58-60 HRC. Atunci când se alege un diametru mai mare pentru bile, creşte capacitatea portantă a transmisiei. Se recomandă ca diametrul bilelor (d), să se determine în raport cu pasul filetului (p) sau cu diametrul interior al şurubului (d1) cu ajutorul următoarelor relaţii: d = (0,55….0,65)p,

d = (0,08….0,15)d1.

124

(4.3),(4.4)

De obicei, toate bilele au acelaşi diametru. În unele construcţii, pentru creşterea randamentului şi reducerea vitezei de uzare a bilelor, se introduc alternativ bile separatoare executate din bronz sau materiale plastice (figura 4.39). Acestea au diametru mai mic decât al celor principale cu 0,2….0,05 mm. 1 2

v

3

n

4

Fig. 4.39. Mecanisme şurub-piuliţă cu bile antifricţiune: 1 – piuliţă; 2 – bile din oţel; 3 – bile separatoare; 4 – şurub. Pentru eliminarea jocului din lanţul dimensional şurub – bile – piuliţă, atât la asamblare cât şi în exploatare, pentru a compensa uzura, se utilizează o structură cu două piuliţe. În figura 4.40, este prezentat un mecanism şurub-piuliţă care are în structură inelul compensator 3, de grosime fixă, prin a cărui înlocuire se asigură prestrângerea asamblării. 1

2

3

4

Fig. 4.40. Mecanism şurub-piuliţă cu inel compensator pentru eliminarea jocului şi reglarea prestrângerii În varianta constructivă din figura 4.41, eliminarea jocului este asigurată în permanenţă de arcurile pretensionate 8 care tind să apropie piuliţa glisantă de cea fixă. Această soluţie are dezavantajul unei rigidităţi relativ scăzute. 125

În figura 4.42 sunt prezentate alte două soluţii pentru reglarea jocului din mecanismul şurub-piuliţă cu bile care sunt caracterizate de o rigiditate constantă în exploatare. 1

2

3

4

5

6

7

8

9 v

n

10 Fig. 4.41. Mecanism şurub-piuliţă cu arcuri şi piuliţă glisantă: 1 – şurub; 2 – capac fix; 3 – piuliţă fixă; 4 – bile; 5 – carcasa piuliţelor; 6 – piuliţă glisantă; 9 – taler; 8 – arcuri pretensionate; 9 – capac glisant; 10 – pană. Varianta reprezentată în figura 4.42,a permite eliminarea jocului din mecanism prin rotirea independentă a piuliţelor 2 şi 3 care au flanşe cu numere diferite de dinţi. Astfel, rezultă mişcarea de rotaţie relativă (reglaj periodic) 1 1 1 N   (4.5) a  1 a a a  1 care poate asigura o strângere de pretensionare de aproximativ 2…5 μm. Bridele 5 blochează semipiuliţele în raport cu carcasa 4. Ca alternativă pentru cazul precedent, conform celor prezentate în figura 4.42,b, reglarea jocului piuliţei 7 faţă de şurubul 1 se realizează cu ajutorul ştifturilor filetate 6. În funcţie de sensul de mişcare necesar la reglaj, se deşurubează unul dintre ştifturi, se roteşte piuliţa faţă de şurub până se obţine pretensionarea dorită şi apoi se blochează umărul piuliţei cu ajutorul celor două ştifturi filetate.

126

În figura 4.43, este prezentat un mecanism şurub-piuliţă cu bile utilizat pentru acţionarea săniei de avans vertical al unei maşini de frezat cu comandă program. Acest mecanism, cu două piuliţe, are capacitatea de a frâna sistemul prin translatarea unilaterală a piuliţei 2 la rotirea pinionului 3 care este lăgăruit în carcasa piuliţei 5. v

4

2

3

5 N

n

1 a)

N

1

4

b)

7 6

6

Fig. 4.42. Reglarea jocului din mecanismul şurub-piuliţă cu bile: a – cu semipiuliţe danturate; b – cu ştifturi filetate; 1 – şurub; 2 – piuliţă danturată, z1= a; 3 – piuliţă danturată, z2= a-1; 4 – carcasă; 5 – bridă pentru blocare; 6 – ştifturi filetate; 7– piuliţă cu umăr. Mecanismele şurub-piuliţă cu bile, având caracteristici de rigiditate şi de randament net superioare sistemelor cu contact de alunecare, sunt utilizate în cadrul lanţurilor cinematice ale maşinilorunelte automate cu comandă numerică care sunt acţionate de către

127

motoare de curent continuu sau motoare pas cu pas. Astfel, şurubul, ca element final într-un lanţ cinematic de avans, poate funcţiona la turaţii de până 1200 rot/min.

1 2

A

3

v

Secţiunea A-A 4 5 6

7

n

A Fig. 4.43. Mecanism şurub-piuliţă cu bile şi sistem de frânare: 1 – şurub; 2 – piuliţă mobilă; 3 – pinion; 4 – inel de presiune; 5 – piuliţă fixă; 6 – şurub limitator pentru circulaţia bilelor; 7 – pană cu canal pentru recircularea bilelor. Calculul şuruburilor cu bile presupune cunoaşterea următoarelor parametri de lucru: - cursa subansamblului mobil; - viteza mişcării de avans; - forţa rezistentă. În aceste condiţii, diametrul şurubului (figura 4.38) se predimensionează la compresiune cu ajutorul relaţiei d1 

4F , [cm], a

(4.6)

în care: F este forţa axială ce solicită şurubul, [daN]; σa – tensiunea admisibilă la întindere, [daN/cm2]. Conform normei ISO 3408/1975, mecanismele şurub-piuliţă cu bile pot avea caracteristicile următoare: - şuruburi cu diametrul interior d1 = 20….100 mm; - pasul filetului p = 3….20 mm;

128

- diametrul bilelor d = 3….15 mm; - numărul maxim de spire active: 3….6. Mecanismele şurub-piuliţă cu role au ca principal avantaj contactul liniar dintre şurub/piuliţă şi role, în raport cu cel punctiform care există la mecanismele cu bile. În consecinţă, capacitatea de încărcare şi durabilitatea acestor subansamble creşte foarte mult ceea ce permite utilizarea unor turaţii în exploatare de până la 3000 rot/min. Aceste caracteristici recomandă utilizarea mecanismelor şurub-piuliţă cu role în structura maşinilor-unelte grele. Din punct de vedere constructiv, se deosebesc două categorii de mecanisme: - cu role filetate; - cu role prevăzute cu canale circulare. În structura mecanismelor şurub-piuliţă cu role filetate (figura 4.44), nu este necesar un sistem de recirculare a rolelor. 1

2

3

4

5

6

Fig. 4.44. Mecanism şurub-piuliţă cu role filetate: 1 – şurub; 2 – inel de siguranţă; 3 – capac port-lagăre; 4 – flanşă fixă cu dantură interioară; 5 – piuliţă; 6 – rolă filetată. Rolele satelit 6 sunt prevăzute la cele două capete cu fusuri cilindrice şi zone danturate. Fusurile se sprijină în lagărele capacului 3. Astfel, rolele satelit se pot roti faţă de piuliţă fără a avea mişcare de translaţie dar păstrându-se paralelismul axelor de simetrie. Zonele danturate ale rolelor angrenează în permanenţă cu dantura interioară a flanşei fixe 4. Rolele sunt în număr de 4….24 şi au filet cu un singur început. Filetul şurubului şi cel al piuliţei au un număr de începuturi egal cu cel al rolelor satelit.

129

4.4.3. Mecanisme şurub-piuliţă cu sustentaţie hidrostatică Această categorie de mecanisme are ca principiu constructiv separarea suprafeţelor filetate ce formează asamblarea şurub-piuliţă cu un strat de ulei sub presiune. O astfel de soluţie asigură următoarele avantaje: - procesul de uzură mecanică a ajustajului nu are loc; - frecarea de pornire nu diferă de cea în regim dinamic iar fenomenul „stick-slip” nu se manifestă; - rigiditatea axială este ridicată deoarece jocul în asamblarea filetată este anulat în condiţiile în care flancurile opuse sunt preîncărcate în sensuri axiale inverse; - erorile de poziţionare la inversarea sensului de deplasare sunt foarte reduse (de ordinul 10-4 mm); - amortizare bună a sarcinilor axiale mari datorită filmului de ulei ce există între flancurile suprafeţelor filetate. Principial, se deosebesc două mecanisme şurub-piuliţă cu sustentaţie hidrostatică: - cu o singură piuliţă, care are degajări pe ambele flancuri; - cu două piuliţe, acestea având fiecare degajări pe câte un flanc al filetului. Mai avantajoasă este varianta a doua care permite reglarea jocului prin rotirea uneia dintre piuliţe faţă de cealaltă (figura 4.45). Perechile de „buzunare” în opoziţie, asemenea unui ghidaj închis. Buzunarele au forma unor canale prelucrate în lungul flancurilor. Între suprafeţele flancurilor piuliţelor 2 şi 4 (având poziţiile stânga respectiv dreapta) şi cele ale şurubului 1 este prevăzut a exista un joc hs = hd = h. Uleiul, refulat de pompa cu debit constant P, ajunge în buzunarele piuliţelor după ce trece prin regulatoarele de debit Rs respectiv Rd. Dacă, de exemplu, creşte forţa axială F, care este aplicată şurubului, jocul de pe flancul stâng are tendinţa să scadă. În consecinţă, creşte presiunea în regulatorul Rs, se comprimă arcul acestuia iar fanta fs va creşte şi se va mări, odată cu secţiunea de trecere, debitul de ulei refulat între flancurile piuliţei 2 şi cele ale şurubului. Astfel, se restabileşte valoarea iniţială, h, a jocului asamblării. Acelaşi rol îl îndeplineşte şi regulatorul Rd, în cazul unei diminuări a valorii forţei axiale F. În acest caz, jocul hd tinde să scadă. Surplusul de debit refulat de pompă ajunge în rezervor prin supapa maximală (de deversare) Sm. Pentru a evita deplasările radiale ale 130

piuliţei, în raport cu şurubul, unele variante constructive sunt concepute cu lagăre radiale hidrostatice la extremităţile carcasei 3 în care sunt montate piuliţele 2 şi 4. Mecanismele şurub-piuliţă cu sustentaţie hidrostatică au fost utilizate mai ales în construcţia maşinilor-unelte grele. Sm

Rz

P Rz fs Rs

2

Rd

3

4

Rz

Rz F h

1

Fig. 4.45. Mecanism şurub-piuliţă cu sustentaţie hidrostatică: 1 – şurub; 2 – piuliţă stânga; 3 – carcasă; 4 – piuliţă dreapta; h – jocul dintre flancuri; Rs, Rd – regulatoare de presiune (stânga/dreapta); fs – fanta regulatorului Rs; Sm – supapă maximală (de deversare); P – pompă cu debit constant; Rz – rezervor. 131

Cap. 5. STRUNGURI Maşinile-unelte de tipul strungurilor sunt destinate prelucrării suprafeţelor de revoluţie prin combinarea, în general, a două mişcări relative ale sculei în raport cu semifabricatul: - mişcarea principală de aşchiere, de rotaţie (I, figura 5.1), executată de semifabricat şi - mişcări de avans, rectilinii (II, III, IV, figura 5.1), executate de sculă. Operaţia caracteristică pe strunguri este strunjirea. Dar, utilizînd alte tipuri de scule, se poate efectua şi: găurire cu burghiul, adîncire cu adîncitorul, alezare cu alezorul, filetare cu tarodul sau filiera. Strungurile pot fi clasificate în raport cu diverse criterii: a – după poziţia axei arborelui principal: strunguri normale (longitudinale) sau strunguri carusel (verticale); b – după gradul de automatizare: strunguri cu comandă manuală, semiautomate sau automate; c – după gradul de universalitate: strunguri universale, specializate sau speciale; d – după greutate şi dimensiunile de gabarit se deosebesc: strunguri de banc (pentru mecanică fină), strunguri mici, mijlocii, grele sau foarte grele; e – după gradul de precizie există: strunguri de precizie normală sau de precizie.

5.1. Strunguri normale (longitudinale) Strungurile normale sunt caracterizate printr-un grad înalt de universalitate. Acestea sunt destinate prelucrării pieselor mărginite de suprafeţe de revoluţie, cu forme şi dimensiuni variate. Principalele scheme de aşchiere utilizate la prelucrarea suprafeţelor pe strungurile normale sunt prezentate în figura 5.1.

132

I

I

1 2

II

1 a)

I

2

III

1 2 c)

b) I

I

III

1

I II

IV

d)

1 2

2

1

2

III

e)

f)

Fig. 5.1. Prelucrarea suprafeţelor pe strungul normal: a,e – suprafeţe cilindrice; b – suprafaţă plană frontală; c,d – suprafeţe conice; f – canal profilat / debitare. Principalele caracteristici tehnice

Tabelul 5.1

Caracteristici tehnice Diametru maxim de prelucrare, [mm] - deasupra ghidajelor batiului - deasupra saniei transversale Distanţa între vârfuri, [mm] Numărul treptelor de turaţie Domeniul de variere a turaţiei, [rot/min] Numărul treptelor de avans Domeniul de variere a avansurilor, [mm/rot] - longitudinal - transversal Domeniul paşilor filetelor - metrice, [mm] - Whitworth, [paşi/ţol] - modul, [mm] - Diametral Pitch, [module/ţol] - Puterea motorului principal, [kW]

133

SNA 360

SNB 400

SNA 560

360 185 750 18 25-2000 60

400 210 1000 22 12-1500 66

560 325 2000 24 20-2000 79

0,02-4,22 0,08-1,4

0,04-3,92 0,01-1,17

0,028-5 0,07-1,25

0,5-80 88-1 0,5-88 88-1

0,375-52 83-3/16 0,375-88 88-3/8

0,5-160 1601/2 0,5-80 160-1

5,5

7,5

7,5/10

134 TC1

RS

M1

CAF iCAF

ipm

IS

iCV

ipn

AP

ST II

4

5

SL

PS

Ş2

IV

+ III

A3 Ş3

V

P(z)

6

Cr

A1

7

Fig. 5.2. Arhitectura şi cinematica unui strung normal

1

BA

Ş1

I

Fig. 5.2. Arhitectura şi cinematica strungului normal

CV

2 3 8

Ş5

A2

M2

Ş4

TC2

9

Fig.5.3. Schema cinematică structurală a strungului normal

135

M1

RS

IS

Cpm

CV L2

Cpn

Cr

PS

II

b1

CAF

SEC b2

 CD

C2

II

L1 I

ST

AP

C1

m1

SL

P(z)

m2

Ş2

III

BA

Ş1

SL

cs

M2

cd

În figura 5.2, este reprezentată arhitectura şi cinematica unui strung normal. S-au folosit următoarele notaţii: 1 – batiu; 2 – păpuşă fixă; 3 – universal; 4 – subansamblu sanie-ghidaj pivotant; 5 – suport port-cuţit; 6 – vârf rotativ/sculă pentru prelucrarea alezajelor; 7 – pinolă; 8 – păpuşă mobilă; 9 – sania păpuşii mobile; BA – batiu; CV – cutie de viteze; AP – arbore principal; IS – inversor pentru sensul de rotaţie al arborelui principal; RS – liră cu roţi de schimb; CAF – cutie de avansuri şi filete; SP – semipiuliţe; Ş1 – şurub de mişcare pentru prelucrarea filetelor; BA – bară de avans; SL – cărucior pentru avans longitudinal; P(z) – pinion; Cr – cremalieră; ST – sanie pentru avans transversal; Ş2 – şurub de mişcare pentru avans transversal; M1, M2 – motoare electrice; TC1, TC2 – transmisii prin curele; iCV, iCAF – rapoarte de transmitere reglabile; ipn / ipm – rapoarte de transmitere specifice pentru filete cu pas normal/pas mărit; Ş3 – şurub de mişcare pentru avans longitudinal manual al cuţitului; Ş4 – şurub de mişcare pentru avans axial manual al pinolei; Ş5 – şurub pentru reglarea poziţiei axei pinolei în plan transversal. Cutia de viteze este amplasată în păpuşa fixă (2) şi are rolul de a transmite mişcarea de la motorul electric (M1) la arborele principal (AP), cu un anumit raport de reglare (astfel, se obţine mişcarea principală I). Pe capătul arborelui principal se montează dispozitivul pentru prinderea semifabricatului (3). Mişcarea de avans longitudinal a sculei (II) se realizează cu ajutorul căruciorului, utilizându-se mecanismul pinion – cremalieră (P/Cr) pentru transformarea mişcării rotaţie în translaţie. La prelucrarea filetelor, lanţul cinematic are la final mecanismul şurub – piuliţă secţionată (Ş1/PS). Pentru reglarea mărimii avansului şi a pasului filetelor prelucrate, se modifică raportul de transmitere total al lanţului cinematic de avans şi filetare, atât prin alegerea raportului de transmitere pentru roţile de schimb, iRS, cât şi prin modificarea raportului de transmitere al cutiei de avansuri şi filete, iCAF. Mecanismele din cutia căruciorului permit transmiterea mişcării atât la mecanismul pinion – cremalieră (P/Cr), cât şi la şurubul pentru avans transversal Ş2, cu ajutorul căruia se realizează deplasarea săniei transversale (mişcarea de avans transversal, III). Pentru a prelucra suprafeţe conice scurte, ghidajul săniei portcuţit (4) se poate poziţiona unghiular (mişcarea auxiliară A3) şi bloca faţă de sania transversală (ST). Avansul IV este generat cu ajutorul 136

roţii de mână. Pe sania transversală se găseşte turela portsculă (5) prevăzută cu 4 locaşuri pentru montarea cuţitelor. Aceasta se poate roti şi bloca aducând sculele, succesiv, în poziţie de lucru. Prelucrarea găurilor necesită montarea unor scule specifice (burghiu, lărgitor, adâncitor, alezor) în alezajul pinolei păpuşii mobile. Mişcarea de avans axial (V) se generează manual, cu ajutorul roţii de mână. Pentru prelucrarea suprafeţelor conice de lungime mare şi unghi de înclinare al generatoarei mic, păpuşa mobilă se poate translata, după o direcţie perpendiculară pe axa arborelui principal (AP), cu ajutorul şurubului Ş5. În figura 5.3, este reprezentată schema cinematică structurală a strungului normal. Sunt utilizate notaţii similare cu cele din figura precedentă. S-au introdus detalii privind sistemul electric de comanda (SEC). Acesta asigură închiderea cuplajului de depăşire (CD) atunci când unul dintre butoanele b1 sau b2 sunt acţionate şi comandă bascularea unuia dintre contactele cs sau sd din circuitul de alimentare al motorului electric, M2, pentru deplasări rapide (rotirea spre stânga sau spre dreapta). Pentru creşterea stabilităţii procesului de aşchiere, în cazul unor piese de lungime mare, semifabricatul poate fi sprijinit şi la extremitatea din dreapta, cu ajutorul unui vârf de centrare rotativ (6) montat în pinola (7) a păpuşii mobile (8). Păpuşa mobilă are posibilitatea de a se deplasa în lungul ghidajelor strungului şi de a se bloca în diferite poziţii, impuse de lungimea pieselor prelucrate (mişcarea auxiliară A1). Sprijinirea semifabricatului cu vârfuri rotitoare presupune executarea, în prealabil, a unor găuri de centrare. Sprijinirea suplimentară a arborilor de lungime mare, L/d>10, se realizează cu ajutorul linetelor fixe şi mobile (figura 5.4.a,b). La prelucrarea arborilor în trepte se foloseşte lineta fixă montată pe batiu, iar în cazul celor cu secţiune constantă se poate utiliza lineta mobilă, montată pe sania de avans longitudinal.

137

a)

b)

Fig.5.4. Linetă pentru sprijinirea semifabricatelor: a) fixă; b) mobilă. 5.2. Strunguri carusel (verticale) Strungurile carusel se caracterizează prin faptul că arborele principal are axa verticală. Aşadar, platoul pentru fixarea semifabricatelor este aşezat în plan orizontal. Aceste maşini-unelte sînt destinate prelucrării pieselor de dimensiuni mari (d >>L). Prin poziţia verticală a arborelui principal, strungurile carusel prezintă o serie de avantaje: - fixare mai uşoară a pieselor pe platou şi reducerea timpului ajutător necesar; - posibilitatea echipării maşinii cu două pînă la patru cărucioare portcuţit, ceea ce permite executarea simultană a mai multor operaţii de prelucrare; - condiţii mai bune de observare a semifabricatului care se prelucrează şi măsurare mai uşoară a dimensiunilor pieselor, ceea ce contribuie la mărirea preciziei de prelucrare; - rigiditate sporită a maşinii, deci posibilitatea obţinerii unei calităţi mai bune a suprafeţelor pieselor prelucrate; - spaţiu necesar amplasării maşinii-unelte mai mic, în comparaţie cu strungurile orizontale care ar prelucra piese cu aceleaşi dimensiuni.

138

Pe strungurile carusel sa pot efectua în mod obişnuit, sau prin utilizarea unor dispozitive speciale, toate operaţiile de strunjire cilindrică, conică şi plană, exterioară şi interioară, de găurire şi alezare, precum şi filetare. La aceste strunguri aşchiile se evacuează mai greu decât la strungurile normale (orizontale). Din punct de vedere constructiv, strungurile pot fi cu unul (figura 5.5) sau cu doi montanţi (figura 5.6). De asemenea, pot avea traversa fixă sau mobilă. Din punct de vedere al gabaritului, strungurile carusel se construiesc cu diametre ale platoului cuprinse între 800 şi 25.000 mm şi pentru semifabricate având înălţimea de la 700 până la 6.300 mm. Pentru strungurile carusel reprezentate în figurile 5.5 şi 5.6 au fost utilizate notaţiile prezentate în cele ce urmează. Fig. 5.5. Arhitectura şi cinematica strungului carusel cu un montant: 1 - platou; 2 - montant; 3 - turelă portsculă; 4 - sanie verticală; 5 cărucior traversă; 6 - traversă mobilă; 7 - sanie orizontală; 8 - cărucior montant; M1.... M4 - motoare electrice; CV - cutie de viteze; AP arbore principal; CA1, CA2 - cutii de avansuri; BA - bară de avans; Cr1, Cr2 - cremaliere; ŞC - şurubul căruciorului; ŞT - şurubul traversei; ŞV - şurubul săniei verticale; R - reductor; L1 - legătură cinematică fixă; L2, L3 – idem, alunecătoare. I - mişcare principală; II....V - mişcări de avans; A - mişcare auxiliară, de poziţionare. Fig. 5.6. Arhitectura şi cinematica strungului carusel cu doi montanţi: 1 - batiu; 2 - platou; 3 - traversă mobilă; 4 - montanţi; 5 - traversă fixă; 6 - sănii verticale; 7 - cărucioarele traversei; 8 - placă rotativă; 9 - sanie orizontală; 10 - căruciorul montantului; M1.... M5 - motoare electrice; CV - cutie de viteze; AP - arbore principal; CA1, CA2, CA3 - cutii de avansuri; BA - bare de avans; Cr1, Cr2, Cr3 - cremaliere; ŞC1, ŞC2 - şuruburile cărucioarelor traversei; ŞT1, ŞT2 - şuruburile traversei mobile; ŞV - şurubul săniei verticale; R - reductor de turaţie; L1 - legătură cinematică fixă; L2...L4 – idem, alunecătoare; I-mişcarea principală; II....VII - mişcări de avans; A1 - mişcare auxiliară, de poziţionare a traversei; A2 - mişcare auxiliară, de poziţionare unghiulară a direcţiei mişcării de avans V.

139

M4

R ŞT M3

6 5 4

CA2

ŞC

ŞV

L3 A

V

7

3 IV

1

III

BA

2

II

M2 Cr2

I

z1

AP L1 M1

i1

z2 CA1 L2

i2 Cr1

CV

8

Fig. 5.5. Arhitectura şi cinematica strungului carusel cu un montant

140

ŞT2

5

ŞT1

M5

4 8

6

4

7 4 Cr3

ŞV

M3

VI

z3 L4

CA3

IV

3 A1

VII

BA2

V III

Cr2

I AP

L1

9

M2 z2

M1

L3 II

2 1

CA2

ŞC1

A2

ŞC2

BA1

M4

z1 Cr1

CA1 10

CV

Fig. 5.6. Arhitectura şi cinematica strungului carusel cu doi montanţi

Datorită diametrelor mari ale semifabricatelor, la prelucrarea suprafeţelor frontale pe strungurile carusel, viteza de aşchiere (v = π Dx n) variază în limite foarte largi. Pentru a se evita acest neajuns, unele strunguri carusel au în sistemul de acţionare al mişcării principale motoare cu variaţie continuă a turaţiei. Prelucrarea suprafeţelor conice pe strungurile carusel se realizează utilizând doua metode, impuse de cinematica utilajului

141

L2

(figura 5.7). Dacă căruciorul strungului este conceput cu placă de pivotare (figura 5.7,a), suprafeţele conice se prelucrează prin înclinarea ghidajului săniei portcuţit cu unghiul α. În cazul strungurilor care nu au această facilitate organologică, generarea suprafeţelor conice se realizează pe cale cinematică (figura 5.7,b). ŞV

ŞV

ŞC

h

A

I d

α

CA

ŞC

z2 z1

CA

vr II(v)

I

D

α va

a)

v (II) b)

Fig.5.7. Prelucrarea suprafeţelor conice pe strungul carusel: a - prin rotirea ghidajului săniei de avans vertical (mişcarea A); b - prin compunerea vitezelor de avans va şi vr.

5.3. Strunguri revolver Strungurile revolver au apărut ca o necesitate în producţia de serie a pieselor mici şi mijlocii, cu configuraţie complicată, la o singură prindere a piesei. Aceste strunguri se caracterizează prin subansamblul cap revolver, în care se pot fixa mai multe tipuri şi dimensiuni de scule. Prin rotirea de divizare a capului revolver, scula necesară se aduce în dreptul semifabricatului, în spaţiul de lucru. Deservirea unui asemenea strung poate fi asigurată de muncitori având calificare mai scăzută, deoarece operaţiile de reglare a maşinii în cazul trecerii la prelucrarea unui alt tip sau altă dimensiune de piesă este asigurată de un reglor care are calificare înaltă. 142

Productivitatea proceselor de prelucrare pe strunguri revolver este mult mai mare decât în cazul strungurilor normale(universale) datorită suprapunerii mai multor faze. Totuşi, timpul de maşină reprezintă numai o mică parte din timpul total necesar prelucrării. Partea preponderentă o constituie timpul auxiliar, format din timpii necesari apropierii şi îndepărtării sculelor, rotirii capului revolver, schimbării turaţiilor şi avansurilor etc. De aceea, una din principalele preocupări la proiectarea strungurilor revolver este mecanizarea şi automatizarea ciclului de lucru. De-a lungul anilor, au fost dezvoltate mai multe tipuri constructive de strunguri revolver care se deosebesc, îndeosebi, prin poziţia axei de rotaţie a capului revolver: orizontală (disc) sau verticală (turelă). Strungurile revolver orizontale sînt destinate prelucrării pieselor din semifabricat tip bară, pe cînd cele verticale, prelucrării semifabricatelor bucăţi turnate/forjate. Arhitectura şi structura cinematică a strungului revolver orizontal sînt prezentate în figura 5.9. S-au folosit următoarele notaţii: 1-batiu; 2-păpuşă fixă; 3-braţ portsculă de filetat; 4-portsculă; 5cap revolver (disc); 6-dispozitiv de centrare-fixare a semifabricatului; 7-tambur de comandă; 8-şuruburi cu poziţie reglabilă; 9-contactor electric, limitator de cursă; 10-cărucior; AP-arbore principal; BA-bară de avans; I-mişcarea principală; II-mişcarea de avans longitudinal a capului revolver; III-mişcarea de avans longitudinal a sculei de filetat; IV-mişcarea de avans circular pentru prelucrarea canalelor/retezare; A1-mişcare auxiliară pentru rotirea intermitentă a capului revolver (poziţionarea sculelor faţă de semifabricat); A2- mişcare auxiliară pentru bascularea braţului portsculă pentru filetare. Structura cinematică a strungului revolver orizontal: - lanţul cinematic al mişcării principale, I: ME – CV - AP; - lanţul cinematic pentru avans longitudinal, II: AP - L1 - C1 – CA – BA - C2 - z2/Cr; - lanţul cinematic pentru mişcarea de filetare, III: AP - L2 – RS - Ş/P; - lanţul cinematic pentru avans circular, IV: AP - L1 - C1 – CA – BA - L3 – IS - C4 - z3/z4; - lanţul pentru comutarea capului revolver, A1: m2 - C5 - z3/z4. Cinematica strunjirii transversale cu avans circular este reprezentată în figura 5.8. În scopul reducerii timpilor auxiliari, schimbarea turaţiilor se poate face şi în timpul funcţionării, cutia de viteze fiind prevăzută cu cuplaje de fricţiune. Deoarece la prelucrarea 143

unei piese nu sunt necesare multe turaţii, cutia de viteze este prevăzută şi cu mecanisme cu roţi cuplabile sau roţi de schimb. Se folosesc şi motoare electrice cu două sau trei turaţii. La strungurile cu structură mai simplă, cel puţin două turaţii pot fi schimbate în mers. Valoarea mai mare este utilizată pentru operaţii de strunjire, găurire, alezare cu cuţit etc., iar turaţia mai mică la prelucrarea alezajelor cu alezorul sau la tăierea filetelor. În figura 5.10, este reprezentată arhitectura şi cinematica unui strung revolver vertical (cu turelă). Subansamblurile şi principale componente sunt notate asemănător cu cele de la strungul orizontal. Deosebirea esenţială constă în construcţia capului revolver, tip turelă, are formă de turelă, se roteşte după o axă verticală şi nu are posibilitatea executării avansului transversal. În acest scop, strungul are un cărucior suplimentar cu o sanie transversală dotată cu portcuţit. Structura cinematică a strungului revolver cu turelă se compune din: - lanţul cinematic al mişcării principale, I; - lanţurile cinematice ale mişcărilor de avans longitudinal/transversal, II, III, IV; - lanţul pentru comutarea capului revolver, A1: m - L2 - k/z5. CR

S

I IV

C

Fig. 5.8. Strunjirea transversală cu avans circular: CR - cap revolver; S - semifabricat; C - cuţit de strunjit; I - mişcarea principală; IV - mişcarea de avans circular (transversal).

144

145

2

ME

CV

CA

C1

L2

L1

AP

RS

I 4

I

Cr

II

5

III IV A1

3

z4



z1

z3

L3

C4

IS

z2 C2 C3

C5

10

m1

m2

9

Fig. 5.9. Arhitectura şi cinematica strungului revolver cu disc

1

BA

6

A2

8

7

146 M

C1

CV

CA

L1 AP

2

1

BA

II

I

3

z1

C2

C3

10

z2

 III

4

IV

5

9

z3

k/z5

A1

C4

z4

IB

L2

m

Fig. 5.10. Arhitectura şi cinematica strungului revolver cu turelă

6

Cr

A1

8

7

6

5.4. Strunguri automate 5.4.1. Strungul automat de profilat şi de retezat Această categorie de strunguri automate este destinată prelucrării pieselor (bolţuri, ştifturi, bucşe etc.) care au o configuraţie simplă iar diametrele şi lungimile sunt mici. În comparaţie cu strungurile care prelucrează din bară, strungul de profilat şi retezat, care utilizează semifabricatul (sârma) sub formă de colaci, oferă următoarele avantaje: - timp de deservire mai mic (alimentarea se realizează mult mai rar); - spaţiul de amplasare a utilajului foarte redus (o lungime de bară); - deşeurile de material (capetele de bară) practic inexistente; - separarea pieselor de aşchii este asigurată. Maşinile-unelte din această categorie sunt caracterizate şi de următoarele dezavantaje: - construcţie mai complicată a arborelui principal; - productivitate mai mică datorată numărului redus de scule (două); - imposibilitatea utilizării dispozitivelor auxiliare (pentru găurire, filetare). În figura 5.11, este prezentată schema de lucru specifică prelucrării unui bolţ. Pentru profilare şi retezare sunt utilizate scule S1 şi S2 care efectuează mişcările A, B şi C. B

B

A

A S1

S1

S2

S2

C

C

a)

b)

Fig. 5.11. Principiul de lucru al strungului de profilat şi retezat din sârmă în colaci: a – operaţia de profilare şi retezare; b – avansarea semifabricatului.

147

Schema cinematică structurală a strungului automat de profilat şi retezat sârmă în colaci (figura 5.12) conţine lanţul cinematic principal şi cel de comandă care asigură şi generarea mişcării de avans. Lanţul cinematic principal este acţionat de motorul electric asincron. Turaţia arborelui principal se poate regla prin schimbarea roţii de curea D1X. Cea de a doua roată de curea este fixată pe arborele principal. Arborele principal are construcţie tubulară iar pe ghidajele prelucrate pe suprafaţa flanşei frontale glisează săniile transversale. Lanţul cinematic de comandă şi avans este antrenat de acelaşi motor. Numerele de dinţi ale roţilor de schimb cu ajutorul cărora se poate regla turaţia arborelui de comandă şi, implicit, viteza de avans a săniilor transversale (ST1, ST2), se calculează cu ajutorul relaţiei

A 1   n AC . B 20

(5.1)

La o rotaţie completă a arborelui de comandă are loc un ciclu de funcţionare în cadrul căruia se prelucrează o piesă. Deci, turaţia arborelui de comandă este egală cu productivitatea strungului şi se determină odată cu întocmirea Fişei de calcul a fiecărui reper.

148

149 z3=26

z4=40

20 B

II

k=2

C

IV III

z5=45

A

2z0 = 72

2

K1

AC

M

z2=52

19

z1=25

K2

18 17

16

15 14

D1X

K3

K4

R2 ST2

ST1

5

9

10 R1

7

D2 8

4 R3

6

13

11

Fig. 5.12. Schema cinematică structurală a strungului automat de profilat şi retezat

21

1

3

K5

12

În cadrul figurii 5.12, au fost efectuate următoarele notaţii: AC – arborele de comandă; 1 – semifabricat (colac de sârmă); K1 – cama care acţionează, prin intermediul pârghiei 20, mecanismul 2, de îndreptare şi avansare a semifabricatului; K2 – cama cu ajutorul căreia, în timpul ciclului de lucru, se blochează semifabricatul în punctele de reazem R2 şi R3; în acest scop, este acţionată, prin intermediul pârghiilor 19 şi 6, tija de strângere 18; K3 – cama care imprimă săniei transversale ST1 mişcarea de avans, prin intermediul pârghiilor 17 şi 10, inelul 7 şi pana superioară 8; K4 – cama care imprimă săniei transversale ST2 mişcarea de avans, prin intermediul pârghiilor 15 şi 14, inelul 9 şi pana inferioară 16; K5 – cama cu ajutorul căreia, în timpul ciclului de lucru, se blochează semifabricatul în punctul de reazem R1; în acest scop, este acţionată, prin intermediul pârghiei 12, tija 11 care are un orificiu de transfer a pieselor către lada 13. 5.4.2. Strungul automat revolver

Strungurile automate cu cap revolver sunt de tip monoax. Se numesc astfel, deoarece au în structură dispozitivul numit cap revolver pe care se montează, prin intermediul unor suporţi, 6...8 scule care pot prelucra cu avans axial datorită cinematicii săniei pe care este montat capul revolver. După fiecare fază, capul revolver este repoziţionat prin rotaţie intermitentă însoţită de indexare. Sculele pot fi fixate şi pe cele 3...5 sănii transversale (ST) pentru prelucrări cu avans radial (figura 5.13). Strungurile automate revolver (figura 5.14) se caracterizează prin aceea că toate mişcările necesare efectuării fazelor ciclului de lucru, alimentarea cu semifabricat, evacuarea piesei finite etc., se realizează fără intervenţia operatorului. Acesta verifică periodic dimensiunile pieselor şi calitatea suprafeţelor prelucrate şi, atunci când este cazul, efectuează reglaje pentru eliminarea efectelor cauzate de uzarea sculelor. Această categorie de maşini-unelte prelucrează, din bară calibrată sau din semifabricate bucăţi, piese de formă complexă care necesită un număr mare de faze: strunjire, filetare, găurire, alezare, crestare, frezare etc.

150

III

IV

ST2

ST3 I

ST1

ST4 AP II

V

Fig. 5.13. Vedere, din direcţie axială, a arborelui principal şi a săniilor transversale ale unui strung automat În figura 5.14 sunt utilizate următoarele notaţii: DA-dispozitiv de avansare a semifabricatului; BM-bara de material; AP-arbore principal; DCF-dispozitiv de centrare-fixare a semifabricatului; ST1...ST5-sănii transversale pentru scule; S1...S10-scule; T-tampon limitator pentru avansarea semifabricatului; CR-cap revolver; SCRsania pentru avans longitudinal a capului revolver; AC-arbore de comandă; AA-arbore auxiliar; K1...K6-came profilate; TKI-tambur cu came de impuls; I-mişcarea principală de aşchiere; II...VI-mişcări de avans transversal; VII-mişcare de avans longitudinal; A1, A2-mişcări auxiliare de avans a semifabricatului respectiv, de rotaţie intermitentă a capului revolver (de poziţionare a sculei).

151

152 M

A1

C1

C2

CV

DA

AC

AP

K2

II

I

ST3

K3 K4 K5

DCF

III

AA

SCR

ST2

T

S6

K6

S10

CR

TKI

S9

S7

S8

C3

VII

Fig. 5.14. Arhitectura şi cinematica strungului automat revolver

K1

BM

RS

C4 RM

B

Bara de material este centrată şi fixată pe arborele principal cu ajutorul unui dispozitiv cu bucşă elastică. După prelucrarea şi retezarea fiecărei piese, bara de material avansează datorită acţiunii unui dispozitiv, DA, până la un tampon limitator montat în unul dintre locaşurile capului revolver. Mişcarea principală de aşchiere, I, este generată de motorul electric, M, şi reglată cu ajutorul mecanismelor din cutia de viteze. Arborele auxiliar, AA, este antrenat în mişcare de motorul electric prin intermediul cuplajului C2. Atunci când se fac reglaje, mişcarea poate fi dată cu ajutorul roţii de mână, RM. Rotaţia capului revolver are loc atunci când se comandă închiderea cuplajului C3. Arborele auxiliar antrenează în mişcare arborele de comandă, AC, prin intermediul roţilor de schimb care permit reglarea turaţiei acestuia. La o rotaţie completă a arborelui de comandă se desfăşoară un ciclu de funcţionare al maşinii, respectiv, se prelucrează o piesă. Aşadar, mărimea turaţiei arborelui de comandă defineşte productivitatea strungului automat. Cama cilindrică K1 acţionează dispozitivul de alimentare cu semifabricat. Camele profilate K2....K6 acţionează săniile de avans transversal şi cea de avans longitudinal a capului revolver. Tamburul cu came de impuls TKI transmite semnale, în diferite momente ale ciclului de funcţionare, la cuplaje care determină realizarea unor funcţii: eliberarea/strângerea semifabricatului, schimbarea sensului de mişcare sau mărimea turaţiei arborelui principal, rotirea capului revolver, bascularea unui jgheab pentru preluarea piesei finite etc.

5.5. Strunguri de detalonat Operaţia de detalonare constă în prelucrarea suprafeţelor de aşezare ale dinţilor unor scule (freză, alezor etc.) după o traiectorie directoare curbă, astfel ca, geometria zonei active a sculei nu se modifice la reascuţire ( = const.). Cinematica strungului de detalonat permite ca scula să execute, în direcţie radială, o mişcare rectilinie alternativă care, împreună cu mişcarea principală de rotaţie, generează traiectoria directoarei suprafeţei de detalonat. La detalonarea unei freze disc este suficientă mişcarea de rotaţie a semifabricatului şi mişcarea radială alternativă, de detalonare, a

153

cuţitului. Numărul de curse duble ale sculei, raportat la o rotaţie a semifabricatului, este egal cu numărul dinţilor semifabricatului (frezei). Aceasta reprezintă detalonarea simplă, DS, fără avans. Pentru detalonarea unei freze cilindrice cu dinţi drepţi, căruciorul trebuie să execute şi o mişcare de avans longitudinal, în vederea prelucrării dinţilor pe toată lăţimea frezei. Deci, la detalonarea cu avans, DA, în afară de cele două mişcări amintite la detalonarea simplă, există şi o mişcare de avans longitudinală. Mişcarea de detalonare trebuie corelată cu mişcările furnizate de: - lanţul cinematic de avans, la detalonarea cu avans; - lanţul cinematic de filetare, în cazul detalonării pe elice (filete, dantură înclinată). În figura 5.15, s-a reprezentat arhitectura şi cinematica strungului de detalonat utilizând următoarele notaţii: 1-păpuşă fixă; 2-dispozitiv universal de centrare şi fixare a semifabricatului; 3-vârf rotativ; 4-pinolă; 5-păpuşă mobilă; 6-suport cuţit; 7-sanie transversală; 8-camă; 9-cărucior pentru avans longitudinal; 10-batiu; Σ-mecanism de însumare; AP-arbore principal; CV, CA-mecanisme de reglare a turaţiei arborelui principal respectiv, a mişcării de avans longitudinal; BA-bara de avans; BD-bara mişcării de divizare; Ş-şurubul mişcării de avans la filetare; P/Cr-mecanismul pinion/cremalieră care imprimă mişcarea de avans longitudinal căruciorului; I1, I2-mecanisme de inversare a mişcării; RSDS, RSDA, RSDE –lirele cu roţi de schimb pentru detalonarea simplă, cu avans sau pe elice; I-mişcarea principală; II-mişcarea de detalonare; III-mişcarea de avans longitudinal.

154

155

Σ

M

CV I2

RSDS

CA

RSDA

RSDE

L1 AP

10

III

I

z1

2

9

8

z2

P(z3)

II

7

6

3

Cr

4

5

A

Fig. 5.15. Arhitectura şi cinematica strungului de detalonat

1 I1

□0

2

L2

1

BD

BA

Ş

Cap. 6. MAŞINI DE GĂURIT Maşinile de găurit sînt destinate executării găurilor în materialul plin sau prelucrării unor găuri existente, obţinute prin alte procedee sau chiar prin găurire. Domeniul de utilizare al acestor maşini este determinat de gama de turaţii ale axului principal şi de valoarea maximă a diametrului găurii care poate fi executată fără găurire prealabilă. În funcţie de tipul sculei aşchietoare şi de forma suprafeţei generate, procedeul de prelucrare a unui alezaj se poate numi burghiere, lărgire, adâncire, lamare, alezare, filetare. Cu excepţia prelucrării cu alezorul, pe maşinile de găurit se realizează prelucrări de degroşare, calitatea suprafeţei obţinute şi precizia dimensională şi de formă fiind sub clasa medie. Cinematica procesului de prelucrare a alezajelor pe maşinile de găurit presupune compunerea a două mişcări generatoare (figura 6.1): mişcarea principală (I) şi mişcarea de avans axial (II); ambele mişcări sunt executate de către scula aşchietoare. În afara acestora, maşinile pentru prelucrarea alezajelor sunt prevăzute cu posibilitatea de a efectua diferite mişcări auxiliare, de poziţionare a sculei faţă de semifabricat, în vederea stabilirii coordonatelor centrului şi a direcţiei de găurire. II I

a)

b)

c)

d)

Fig. 6.1. Cinematica procesului de găurire şi operaţii specifice: a – găurire; b – lărgire; c – adâncire; d – alezare. 156

Maşinile-unelte de găurit pot fi clasificate, în raport de soluţia constructivă şi posibilităţile tehnologice în: - maşini de găurit cu coloană sau cu montant; - maşini de găurit radiale; - maşini de găurit cu cap revolver şi masa în coordonate; - maşini pentru găurit adânc.

6.1. Maşini de găurit cu coloană sau cu montant Maşinile de găurit cu coloană sunt utilizate pentru prelucrarea alezajelor în semifabricate de dimensiuni şi greutăţi mici şi mijlocii. Diametrul maxim de găurire este de până la 40 mm. Maşina are soluţii constructive pentru o bună manevrabilitate sculei în raport cu semifabricatul dar asigură rigiditatea sistemului tehnologic (semifabricat – sculă – maşină-unealtă) numai pentru regimuri de aşchiere de intensitate mică sau medie. Părţile componente şi cinematica maşinii de găurit cu coloană, reprezentată în figura 6.2.a, sunt următoarele: 1 – placă de bază; 2 – masă pentru fixarea semifabricatului; 3 – pinolă; 4 – cap de găurit; 5 – sculă; 6 – cremalieră; 7 – coloană; AP – arbore principal; CV, CA – mecanisme pentru reglarea turaţiei arborelui principal şi a mişcării de avans a pinolei. Pe lângă mişcările generatoare (I – mişcare principală, II – mişcare de avans axial), se pot realiza şi următoarele mişcări auxiliare, de poziţionare: A1...A4 – ale a capului de găurit şi ale mesei maşinii. Deplasarea rapidă, pe verticală, a sculei şi cuplarea avansului mecanic se realizează cu ajutorul manetei m. Maşinile de găurit cu montant (figura 6.2.b) au o construcţie cu rigiditate mai mare. Pe aceste maşini se prelucra piese mai grele şi cu regimuri de aşchiere mai intense (alezaje în material plin cu diametre de până la 80 de mm). Faţă de notaţiile specifice maşinii de găurit cu coloană, pentru cea cu montant este necesar a se face câteva precizări: 7 – montant; 8 – şurub pentru susţinerea şi reglarea pe verticală a poziţiei mesei 2. La ambele tipuri de maşini, sculele se centrează şi fixează în alezajul con Morse al arborelui principal. Într-o producţie în regim de unicat s-au serie mică, semifabricatul se poate prelucra după trasaj. În acest scop, acesta se aşează pe masa maşinii astfel încât să se asigure

157

corespondenţa dintre axa sculei şi cea a suprafeţei de prelucrat folosindu-se canalele maşinii şi fixându-l cu bride şi şuruburi cu cap în T.

4

AP

AP

A3 CV CA

3

II I

4

A4

P(z1)

CA 3 6

6

CV

M

P(z) m 5 A1

7

M

II I

P(z2) m 5 A1

2 2 1

A2

8

7

1

a)

A2

b) Fig. 6.2. Maşini de găurit: a – cu coloană; b – cu montant.

6.2. Maşini de găurit radiale Maşinile de găurit radiale sunt utilizate la prelucrarea semifabricatelor mari, greu de manevrat sau agabaritice. Arhitectura şi cinematica acestora este reprezentată în figura 6.3. În această figură sau efectuat următoarele notaţii: 1–placă de bază; 2–coloană exterioară (tip manşon lăgăruit la capete); 3–braţ radial; 4–coloană interioară(tip pivot ancorat pe placa de bază); 5–cărucior(cap de găurit); 6–pinolă; 7–sculă; 8–masa maşinii(fixă sau înclinabilă); AP–arbore principal; CV, CA–cutie de viteze, respectiv, de avansuri; Cr1, Cr2–cremaliere; M1, M2–motoare electrice; R– 158

reductor; m1, m2–roţi de mână; Ş–şurub pentru translaţia braţului radial pe verticală. Cinematica maşinii este definită de următoarele mişcări: I–mişcare principală de aşchiere; II–mişcare de avans; A1, A2, A3– mişcări auxiliare ale braţului radial sau căruciorului pentru poziţionarea sculei faţă de semifabricat. Mişcările de generare sunt efectuate de către sculă care este fixată în alezajul conic al arborelui principal. M2 4

5

R

M1

AP

A3 Cr2

3 A2

z2 A1 m2 6

2

1

I

Ş

CV

Cr1 CA z1 II m1 7 8

4

Fig. 6.3. Arhitectura şi cinematica maşinilor de găurit radiale În timpul procesului de aşchiere braţul radial şi căruciorul sunt imobilizate cu ajutorul unui sistem centralizat de blocare. Semifabricatul se aşează pe masa maşinii sau pe placa de bază. 159

6.3. Maşini de găurit cu masă în coordonate şi cap revolver Maşinile de găurit cu masă în coordonate şi cap revolver sunt de concepţie modernă fiind înzestrate cu comandă numerică. Acestea sunt exploatate eficient în condiţiile unei e serie mică. Productivitatea ridicată este determinată de următoarele caracteristici tehnice: - ciclurile de lucru sunt automatizate prin programare; - semifabricatul se prelucrează în urma unei singure poziţionări pe masa maşinii; - sculele necesare prelucrării sunt montate în capul revolver şi sunt aduse în poziţia de lucru în ordinea succesiunii fazelor. Arhitectura şi cinematica maşinilor de găurit cu masă în coordonate şi cap revolver sunt prezentate în figura 6.4. Notaţiile adoptate au următoarele semnificaţii: 1–sanie longitudinală; 2–sanie transversală; 3–batiu; 4–montant; 5–cap revolver; 6–unul dintre cei 6...8 arbori principali cu care este înzestrat capul revolver; 7–sania capului revolver; 8–arc taler; 9–consolă; M1, M2–motoare electrice; CV, CA–cutie de viteze, respectiv, de avansuri; MD1, MD2–mecanisme de distribuţie a mişcării; Ş1, Ş2, Ş3–şuruburi de mişcare cu bile; MH1, MH2–motoare hidraulice; I–mişcarea principală de aşchiere; II (X), III (Y), IV (Z) –mişcări de avans longitudinal, transversal şi vertical, după cele trei direcţii ataşate sistemului de coordonate al maşinii; A1–mişcare auxiliară de deblocare a capului revolver, prin îndepărtare de cărucior; A2–mişcare auxiliară de rotire a capului revolver (comutarea sculei). Mişcarea principală, I, este generată de motorul electric asincron, M1. Turaţia arborelui principal activ (6) este reglată cu ajutorul mecanismelor din cutia de viteze, comandată hidrostatic. În vederea comutării, capul revolver va fi deblocat cu ajutorul motorului hidraulic MH2. Menţinerea în poziţia blocat este asigurată de acţiunea arcurilor taler (8). Lanţul cinematic de avans asigură deplasarea semifabricatului (după axele X şi Y), a săniei verticale (după axa Z) precum şi rotirea (comutarea) capului revolver (mişcarea A2) şi este antrenat în mişcare de motorul electric de curent continuu cu întrefier axial, M2.

160

Mecanismele finale ale lanţului sunt de tip şurub-piuliţă cu bile asigurând un randament bun şi o precizie de deplasare ridicată. 9

IV (Z)

z3 M1

8

z4

A2

z2

CV MH1

p1

z1 z5

A1 5

Ş3

I

II (X) III (Y)

MH2 p2

6 1

2

7

3 4

MD2

Ş1 CA Ş2

M2

MD1

6.4. Arhitectura şi cinematica maşinilor de găurit cu masă în coordonate şi cap revolver Instalaţia de acţionare hidrostatică a maşinii de găurit cu cap revolver asigură realizarea următoarelor funcţii: - echilibrează sania verticală a capului revolver prin intermediul motorului MH1; - comandă mecanismele din cutia de viteze; - deblochează/cuplează capul revolver (implicit, una dintre roţile z2 la roata z1) cu ajutorul motorului hidraulic MH2; - asigură blocarea săniilor (longitudinală, transversală şi verticală) în timpul procesului de aşchiere.

161

6.4. Maşini pentru prelucrarea găurilor adânci Tehnologic, o gaură adâncă este alezajul cilindric la care raportul dintre lungime şi diametru este mai mare de 10. Prin comparaţie cu burghierea găurilor scurte, la prelucrarea găurilor adânci apar următoarele probleme: - dificultatea evacuării aşchiilor fără întreruperea procesului; - răcirea părţii active a burghiului, puternic solicitată; - păstrarea direcţiei teoretice a găurii de prelucrat; - reducerea eforturilor de aşchiere (torsiune şi compresiune), burghiul pentru găuri adânci având un coeficient de zvelteţe mare. Burghierea adâncă, cu întreruperea procesului pentru evacuarea aşchiilor, se aplică pentru găuri cu diametrul sub 10 mm, folosind burghie elicoidale de lungime mare, construite special. Acest procedeu poate fi aplicat pe maşini-unelte universale dar, datorită întreruperii periodice a procesului şi retragerea burghiului pentru eliminarea aşchiilor, creşte mult timpul auxiliar şi scade productivitatea. Procedeul de aşchiere continuă a găurilor adânci presupune utilizarea unor burghie de construcţie specială, cu evacuarea aşchiilor prin exteriorul sau interiorul corpului burghiului, astfel (figura 6.5a,b,c): a – pentru găuri cu diametrul până la 20 mm, se pot folosi burghie cu un tăiş, cu evacuarea prin exterior a aşchiilor şi cu un canal interior aducerea în zona de lucru a lichidului de răcire; b – pentru găuri cu diametrul cuprins între 20...65 mm, se folosesc burghie armate cu plăcuţe din carburi metalice încorporate, cu evacuarea aşchiilor printr-un canal interior şi cu admisia lichidului de răcire prin exteriorul corpului burghiului; sistemul este denumit BTA (Boring and Trepanning Association) şi este caracterizat de utilizarea unui element purtător tip ţeavă la capătul căreia se montează capul de găurit; această metodă presupune o prelucrare prealabilă a suprafeţei frontale pentru a asigura etanşarea; c - pentru găuri cu diametrul cuprins între 65...100 mm, se recomandă folosirea burghielor armate cu plăcuţe din carburi metalice fixate mecanic şi evacuarea aşchiilor prin canal interior; această soluţie tehnologică se numeşte sistem EJECTOR şi se defineşte prin

162

utilizarea unui sistem de două ţevi concentrice în capătul cărora este montat capul de găurit. În cazul alezajelor străpunse cu diametrul de peste 100 mm, se recomandă utilizarea burghielor tubulare (carotiere) pentru a economisi material, a reduce consumul de energie şi pentru a creşte productivitatea (figura 6.6).

a)

c)

b)

Fig. 6.5. Soluţii tehnice pentru prelucrarea găurilor adânci de diferite diametre Lichidul de răcire ajunge la locul de aşchiere prin spaţiul inelar format de peretele găurii şi diametrul exterior al sculei. Întoarcerea se face, împreună cu aşchiile, prin interiorul ţevii.

1 2 3 4 5 6 Fig. 6.6. Prelucrarea găurilor adânci cu burghiul carotier: 1–semifabricat; 2–plăcuţa din carbură metalică a capului de găurit; 3–miezul deşeu; 4–ţeavă port-burghiu; 5–garnitură de etanşare; 6–ţeavă de alimentare cu lichid de răcire. 163

În figura 6.7 este reprezentată structura unei maşini de găurit adânc. Semifabricatului 4, fixat în dispozitivul 3 şi sprijinit cu lineta 5, i se imprimă mişcarea principală de aşchiere I. Păpuşa fixă 2 conţine cutia de viteze care este antrenată în mişcare de către motorul 1. Capul de ghidare şi etanşare 6 este deplasabil pe ghidajele batiului 14 şi etanşează frontal pe suprafaţa semifabricatului. Ţeava portsculă 7 este antrenată în mişcarea de rotaţie II de către motorul 8 şi cutia de viteze care se află în suportul 9. Acţionat de un motor cu reglare continuă a turaţiei, suportul imprimă ţevii portsculă 7 mişcarea de avans III. Bara de avans a fost notată cu 14. Sistemul de alimentare cu lichid de răcire-ungere este amplasat sub maşina de găurit. Printre altele, acesta conţine pompele 13, căruciorul cu grătar pentru aşchii 10, filtrele magnetice 11 şi rezervorul cu decantoare 12.

164

165

1

2

3

12

5

11

6

A1

14

III

7 II

8

Fig. 6.7. Arhitectura şi cinematica maşinii de prelucrat găuri adânci

13

I

4

III 10

9

Cap. 7. MAŞINI DE FREZAT Maşinile de frezat sunt utilaje destinate prelucrării pieselor, cu ajutorul unor scule având mai multe tăişuri, numite generic freze. Acestea îndepărtează adaosul de prelucrare sub forma unor aşchii discontinui, de secţiune variabilă. Mişcarea principală de aşchiere (rotaţia I, figura 7.1), este efectuată de către sculă; mişcările de avans (translaţii, notate cu II) sunt executate, de cele mai multe ori, de către piesă. Cu ajutorul maşinilor de frezat sunt generate atât suprafeţe plane cât şi suprafeţe profilate (de exemplu: filete, danturi etc.). Frezarea este un procedeu de prelucrare cu productivitate ridicată dar rugozitatea suprafeţelor generate este relativ mare. Adesea, după frezare este necesară o operaţie de finisare. În figura 7.1, sunt reprezentate scheme de aşchiere specifice prelucrării prin frezare a următoarelor categorii de suprafeţe: a , b - suprafaţă plană orizontală, utilizând o freză cilindrică, respectiv, freză frontală; c - suprafaţă plană înclinată; d - canal în ┴ ; e, f - canal de pană, utilizând o freză deget, respectiv, freză disc; g - suprafaţă complexă, utilizând un set (joc) de freze; h, i - suprafaţa golului dintre doi dinţi, utilizând freză disc modul sau deget modul; Maşinile de frezat se pot clasifica după mai multe criterii, dintre acestea, mai importante sunt următoarele: - după poziţia axei arborelui principal: orizontale, verticale, universale; - după arhitectură: maşini de frezat cu consolă, maşini de frezat plan, maşini de frezat circular, maşini de frezat longitudinale; - după gradul de specializare: universale sau specializate (pentru danturat, pentru frezat filete, pentru frezat prin copiere etc.); - după gradul de automatizare: neautomate, semiautomate, automate.

166

I I

I II

II ⊗

II b)

a) I

I

II ⊗

d)

c) I

I

II

II ⊗

e)

I

I

I II f)

g)

II ⊗

I I II

II A1 h)

i)

A1

Fig. 7.1. Principalele scheme de aşchiere utilizate pe maşinile de frezat

167

7.1. Maşini de frezat cu consolă Dintre maşinile de frezat, cele mai răspândite sunt cele cu consolă. În funcţie de poziţia arborelui principal, acestea pot fi: orizontale (figura 7.2 ), verticale şi universale (figura 7.3 ). 7 A1 L1

A2

AP I

8

CV

IV

6

II ŞL

III ŞT

M1

M2

L2

C1

CA

2

4 C2

CL L3 L4 C3 CR

1

5

ŞV

3

Fig. 7.2. Arhitectura şi cinematica maşinii de frezat orizontală Notaţiile din figura 7.2 au următoarele semnificaţii: 1 – batiu; 2 – consolă (sanie verticală); 3 – placă de bază; 4 – sanie transversală; 5 – sanie longitudinală; 6 – lagărul dornului; 7 – sanie suport; 8 – volant; ŞL, ŞT, ŞV – şuruburi de mişcare CV, CA – cutie de viteze, respectiv, de avansuri; M1, M2 – motoare electrice; AP – arbore principal; CL – cuplaj pentru avansuri de lucru; CR – cuplaj pentru deplasări rapide;

168

I – mişcare principală; II, III, IV – mişcări de avans longitudinal, transversal, respectiv, vertical; A1, A2 – mişcări auxiliare; . Mişcarea principală de aşchiere este furnizată de către motorul M1 şi este reglată de mecanismele cutiei de viteze. Lanţul cinematic de avans este acţionat independent de cel principal. Între punctele L2 şi L3 mişcarea parcurge cutia de avansuri sau ocoleşte acest mecanism de reglare dacă este închis cuplajul pentru deplasări rapide CR. Freza este fixată în alezajul conic al arborelui principal (care este tubular) cu ajutorul unui şurub lung. Momentul de torsiune, necesar procesului de frezare, este transmis de la arborele principal la sculă prin intermediul a două pene montate pe flanşa arborelui. Când suprafaţa ce trebuie prelucrată se află la o distanţă prea mare de batiu, în alezajul arborelui principal se montează un dorn portfreză care va fi sprijinit, la cealaltă extremitate, în lagărul glisant 6. Maşina de frezat verticală are o construcţie asemănătoare cu cea orizontală şi se deosebeşte prin poziţia verticală a axei arborelui principal. Maşinile de frezat universale au mobilităţi suplimentare faţa de cele orizontale sau cele verticale, de exemplu: - direcţia de avans longitudinal poate pivota faţă de axa orizontală a arborelui principal; - axa arborelui principal (figura 7.4) poate fi rotită faţă de suprafaţa săniei de avans longitudinal (mişcarea auxiliară A2). Maşina de frezat universală, reprezentată în figura 7.4, este derivată dintr-o maşină de frezat verticală. Caracteristica acestei maşini este poziţia reglabilă a axei arborelui principal. Acesta este lăgăruit în subansamblul capului de frezat, 6. Lanţul cinematic de avans este legat în paralel cu lanţul principal şi este antrenat de acelaşi motor electric. Cuplajul telescopic, CT, asigură mobilitatea săniei verticale, în consolă, pe batiu.

169

A2

7

6

A1 L3 AP

L2

I CV IV M

II 5

III ŞL

L1 C1 4

L4 ŞT CA

CL

CT

IS

C2

L6 L5

CR

C3 ŞV

1

2

3

Fig. 7.3. Arhitectura şi cinematica maşinii de frezat universală (cu cap de frezat înclinabil)

170

7.2. Maşini de frezat plan Această categorie de maşini de frezat este caracterizată de o construcţie robustă, masa de lucru se deplasează pe un pat fix şi este ghidată pe toată lungimea sa (figura 7.4). 5

7

6

4

7

z AP L1

3

A2

I A1

CV IV

M1

2

Ş1

1

9 10

II

III

8

Ş2

A3

11

CL CA M2

L3

Ş3

CD

L2 CR

Fig. 7.4. Arhitectura şi cinematica maşinii de frezat plan: 1 – batiu; 2 – montant fix; 3 – cap de frezat; 4 – traversă; 5 – tijă de ghidare; 6 – pinolă; 7 – montant mobil; 8 – lagăr principal; 9 – lagăr intermediar; 10 – sanie longitudinală; 11 – sanie transversală; CV, CA – cutie de viteze, respectiv, de avansuri; CD – cutie de distribuţie; Ş1, Ş2, Ş3 – şuruburi de mişcare; CL, CR – cuplaj pentru avans de lucru, respectiv, deplasare rapidă. Cinematica acestor maşini este asemănătoare cu cea a maşinilor de frezat cu consolă. Trebuie menţionat că, semifabricatul execută doar două mişcări de avans (longitudinal şi transversal). Mişcarea de avans vertical, IV, este efectuată de sculă prin translaţia capului de

171

8

frezat. Mişcările auxiliare, care întregesc mobilitatea sistemului, au următoarea destinaţie: A1 – deplasarea în direcţie axială a frezei faţă de semifabricat; A2 – poziţionarea lagărului principal al dornului portsculă; A3 – poziţionarea montantului 7 în funcţie de gabaritul semifabricatului.

7.3. Maşini de frezat circular Maşinile de frezat circular sunt maşini-unelte de mare productivitate destinate prelucrării pieselor cu suprafeţe plane. Ele sunt folosite în producţia de serie mare şi de masă, deoarece asigură un proces de frezare continuă. Caracteristica constructivă a acestor maşini este masa de lucru circulară (figura 7.5). M1 iv

AP

4 Ş2

L

5

I II

3 2 m1

A1

z1

A2

k/z2

m2

is

Ş1 CT

1

M2

Fig. 7.5. Arhitectura şi cinematica maşinii de frezat circular: 1 – batiu; 2 – sanie; 3 – masă circulară; 4 – cap de frezat; 5 – montant.

172

Masa de lucru efectuează o mişcare de rotaţie corespunzătoare mişcării de avans circular. Pe maşina-unealtă, semifabricatele sunt fixate individual în dispozitive. Există un post de lucru destinat scoaterii pieselor prelucrate şi alimentarea cu altele noi. Prelucrând loturi mari de semifabricate, frecvenţa modificării regimului de aşchiere (turaţia frezei, avansul) este mică, astfel încât, aceste mărimi sunt reglate cu roţi de schimb montate în lirele iv şi is. În afară de mişcări tehnologice (I şi II), maşina poate efectua mişcările auxiliare A1 şi A2 pentru poziţionarea semifabricatului în raport cu freza.

7.4. Maşini de frezat longitudinal Maşinile de frezat longitudinal sunt destinate prelucrării suprafeţelor plane în cazul semifabricatelor foarte mari. Masa de lucru, 9 (rezemată pe ghidajele batiului, 1, pe toată lungimea cursei, figura 7.6) execută o mişcare de avans longitudinal (III), datorită unui lanţ cinematic antrenat de motorul M5. Mecanismul final al lanţului este un angrenaj melc-cremalieră melcată. Rigiditatea mare a sistemului tehnologic, tip portal datorită traversei fixe, 7, permite utilizarea unor regimuri de lucru intense, obţinându-se şi o calitate superioară a suprafeţelor prelucrate. Prin echiparea maşinii cu patru capete de frezat (3), amplasate pe montanţi (2) şi pe traversa mobilă (6), se asigură o productivitate ridicată. De asemenea, suprafeţele prelucrate din aceeaşi prindere îndeplinesc condiţiile de precizie cu privire la paralelism şi perpendicularitate. Fiecare cap de frezat are câte o cutie de viteze antrenată de un motor electric propriu. Mişcările de avans transversal şi vertical sunt executate de către capetele de frezat. De asemenea, pinola fiecărui arbore principal permite imprimarea unei mişcări auxiliare, A1, pentru stabilirea adâncimii de aşchiere. Pot fi prelucrate suprafeţe înclinate deoarece unul dintre cărucioarele de pe traversa mobilă are posibilitatea efectuării unei mişcări auxiliare, A3, de poziţionare unghiulară. În funcţie de gabaritul semifabricatului, traversa mobilă îşi poate modifica poziţia în plan vertical (mişcarea auxiliară A2) datorită motorului M6, reductorului R şi şuruburilor Ş5, Ş6.

173

M6

R

7

M4

M3

Ş6

CV3

Ş3

CV4 A3

6

A1 CV1

9

I

3 2 1

Ş1

CR M5

CA

III Cr

m

II

Ş4

CD2

CV2

M2

IV

A2

5 4 M1

Ş5

Ş2

BA

8

CD1

CL

Fig. 7.6. Arhitectura şi cinematica maşinii de frezat longitudinal

7.5. Maşini de alezat şi frezat Maşinile de alezat şi frezat sunt utilizate la prelucrarea, dintr-o singură prindere, a pieselor de complexitate ridicată (carcase ale cutiilor de viteze, blocuri de motoare cu ardere internă etc.) care necesită multe şi diverse operaţii: frezare, găurire, alezare, strunjire plană şi cilindrică, filetare etc. În figura 7.7, este reprezentată arhitectura şi cinematica maşinii de alezat şi frezat orizontală. Maşina are următoarele subansamble principale: 1 – batiu; 2 – montant principal; 3 – cap de alezat şi frezat; 4 – arbore principal; 5 – platou rotativ; 6 – sanie portcuţit pentru platou; 7 – masă 174

rotativă; 8 – sanie transversală; 9 – sanie longitudinală; 10 – lagăr pentru susţinerea dornului portcuţit; 11 – montant secundar; M1, M2 – motoare electrice; CD1, CD2 – cutii de distribuţie a mişcării; CV, CA – mecanisme de reglare a mişcării; Σ – mecanism de însumare a mişcărilor; CT1, CT2 – cuplaje telescopice. Cinematica maşinii: I şi II – mişcări principale; III, IV – mişcări de avans axial, respectiv, radial; VI, VII, VIII – mişcări de avans longitudinal, transversal, circular; A1, A2 – mişcări auxiliare de poziţionare. Platoul rotativ este prevăzut cu un ghidaj pe partea frontală în care se poate deplasa radial sania portcuţit, 6. Această mişcare de avans este necesară prelucrării suprafeţelor plane frontale. Maşina de frezat şi alezat are următoarele structuri cinematice: - M1 – CV – L1 – AP – mişcarea principală I; - M1 – CV – z1/ z2 – mişcarea principală II; - L2 – CA – L3 – L6 – C6 – Ş4 – mişcarea de avans axial III; - L2 – CA – L3 – L6 – Σ – z5/ Cr – mişcarea de avans radial IV; - Platoul 5 – L7 – Σ – z5/ Cr – corelarea mişcărilor II şi IV pentru prelucrarea filetelor plane; - L2 – CA – L3 – CT1 – CD1 – C5 – Ş3 – mişcarea de avans sau poziţionare V; - L2 – CA – L3 – CT1 – CD1 – C1 – Ş1 – mişcarea de avans longitudinal VI; - L2 – CA – L3 – CT1 – CD1 – C2 – CT2 – CD2 – C3 – Ş2 – mişcarea de avans transversal VII; - L2 – CA – L3 – CT1 – CD1 – C2 – CT2 – CD2 – C4 – z3 / z4 – mişcarea de avans circular VIII. Maşina de frezat şi alezat este prevăzută cu un sistem de echilibrare a greutăţii capului de alezat precum şi cu un sistem de blocare, în poziţia de lucru, a săniei acestuia pe ghidajele montantului.

175

Ş4

176 1

2

3

Ş4

4

M2

M1

C7

C6

CD1

C5 C1 C2

CT1

V

Σ

L7

L3

L6

Ş1

VI

IV

z5

CT2

I

II

VII

VIII

6

III

5

CD2

C3 C4

Ş2

7

Ş6

9

8

z3 / z4

A2

A1

11

10

Fig. 7.7. Arhitectura şi cinematica maşinii de alezat şi frezat

Ş3

CA

AP

CV

L2 L1

z1 / z2

Ş5

m1

m2

Cap. 8. MAŞINI DE RABOTAT Maşinile de rabotat sunt destinate prelucrării pieselor mărginite de suprafeţe plane orizontale, verticale sau înclinate, cu canale de diferite forme sau suprafeţe profilate. Rabotarea este un procedeu de prelucrare prin aşchiere în care generarea suprafeţelor rezultă din compunerea unei mişcari principale rectilinie alternativă cu o mişcare de avans intermitentă (rectilinie sau circulară). Dacă mişcarea principală este efectuată de către scula aşchietoare, în plan orizontal, iar mişcarea de avans – de către semifabricat, atunci, maşina poartă numele de şeping (maşină de rabotat transversal). Pentru aceeaşi schemă de prelucrare dar mişcarea sculei aşchietoare se efectuează în plan vertical, utilajul se numeşte maşină de mortezat; în cazul acestei categorii de maşinăunealtă, mişcarea de avans poate fi şi circulară. În sfârşit, dacă mişcarea principală este efectuată de către piesă, în plan orizontal, iar mişcarea de avans este imprimată sculei, utilajul poartă numele de maşină de rabotat longitudinal (cu masă mobilă). 1 I

t

2

III

s

II

Fig. 8.1. Schema de aşchiere specifică maşinilor de rabotat: I – mişcarea principală; I, II – mişcări de avans; 1 – sculă; 2 – semifabricat; s – avans; t – adâncime de aşchiere. 177

Cu toate diferenţele evidenţiate în cele de mai sus, schema de aşchiere, specifică celor trei tipuri de maşini de rabotat, este asemănătoare cu cea prezentată în figura 8.1. Mişcarea principală presupune o cursă activă (într-un sens de deplasare a sculei) şi o cursă în gol (în sens invers). În timpul cursei de retragere, scula se răceşte iar pentru protejarea tăişului, este ridicată de pe suprafaţa semifabricatului cu ajutorul unui sistem inerţial. Mişcarea de avans se execută, întotdeauna, pe parcursul cursei de retragere.

8.1. Maşini de rabotat transversal (şeping) Aceste maşini-unelte sunt destinate prelucrării semifabricatelor de dimensiuni mici sau mijlocii, fără a depăşi lungimea de 1000 mm şi lăţimea de 700...800 mm. Deformaţiile sistemului tehnologic, în cazul pieselor de dimensiuni prea mari, generează abateri neacceptabile ale formei suprafeţelor prelucrate. m1 4 z6

IS

I

A2 III A1

8  II

Ş5

MC2 m2

K 11 m4

14

Ş1 z3 r

12 ME

3

z2

O

Ş4

m3

Ş2

15

MC1

z5

7 9 10

A3

Ş3

5 6

PC

2

z1

z4 CV 13

M 1

Fig. 8.2. Arhitectura şi cinematica maşinii de rabotat transversal 178

Notaţiile utilizate în figura 8.2 au următoarele semnificaţii: 1 – placă de bază; 2 – batiu; 3 – sanie longitudinală (berbec); 4 – ghidajul săniei portsculă; 5 – sanie portsculă; 6 – dispozitiv pentru fixarea sculei; 7 – cuţit de rabotat; 8 – masă pentru fixarea semifabricatului; 9 – sanie transversală; 10 – suport de rigidizare; 11 – sanie verticală; 12 – bielă; 13 – culisă oscilantă; 14 – traversă; 15 – piuliţă pentru reglarea poziţiei berbecului; M – motor electric; CV – cutie de viteze; PC – piatră de culisă; Ş1,..., Ş4 – şuruburi de mişcare / reglare a poziţiei; K – camă; ME – mecanism cu excentric; MC1, MC2 – mecanisme cu clichet; IS – inversor de sens; m1, m2, m3 – cuple pentru acţionare manuală. Mişcări tehnologice: I – mişcarea principală de aşchiere; II – mişcarea de avans transversal; III – mişcarea de avans vertical. Mişcări auxiliare: A1 – poziţionarea pe verticală a traversei; A2 – poziţionarea unghiulară a ghidajului săniei portsculă; A3 – poziţionarea a săniei longitudinale în raport cu zona în care se află suprafaţa ce se va prelucra. Cinematica maşinii de rabotat transversal este următoarea: M – CV – z1/z2 –PC – 13 – 14 – 15/Ş2 – mişcarea I; ∟ z3/z4 – ME – 12 – MC2 – Ş4 – mişcarea II; K – MC1 – IS – z5/z6 – Ş3 – mişcarea III. Poziţia radială a pietrei de culisă, PC, se reglează cu ajutorul şurubului Ş1. În funcţie de mărimea razei „r”, cuţitul de rabotat, 7, va avea o cursă de lucru mai mare sau mai mică. Pentru prelucrarea suprafeţelor înclinate, se reglează unghiular poziţia ghidajului, 4, al săniei portsculă, 5.

8.2. Maşini de rabotat longitudinal (cu masă mobilă) Maşinile de rabotat longitudinal (cu masă mobilă), figura 8.3, sunt destinate prelucrării pieselor mari şi foarte mari. Ghidarea mesei pe batiu şi amplasarea cărucioarelor portsculă într-un cadru închis (tip portal), conferă sistemului rigiditate şi o precizie de lucru foarte bună. Notaţiile utilizate în figura 8.3 au următoarea semnificaţie: 1 – batiu; 2 – sanie longitudinală (portpiesă); 3 – montant; 4 – sanie portsculă; 5 – cărucior lateral; 6 – traversă mobilă; 7 – traversă fixă;

179

8 – căruciorul traversei; 9 – sanie portsculă; 10 – placă rotativă; M1,..., M5 – motoare electrice; IS – inversor de sens; CV – cutie de viteze; PM/Cr – mecanism pinion melcat/cremalieră; CA1, CA2, CA3 – cutii de avansuri; Ş1, Ş2 – şuruburi fixe (piuliţele au mişcare de rototranslaţie); Ş3,..., Ş6 – şuruburi de mişcare; R – reductor de turaţie. Mişcări tehnologice: I – mişcarea principală de aşchiere; II, III – mişcări de avans vertical; IV, V – mişcări de avans orizontal. Mişcări auxiliare: A1 – poziţionarea traversei; A2 – poziţionarea unghiulară a ghidajului săniei portsculă, 9, pentru rabotarea suprafeţelor înclinate.

M5

R

7 Ş5

α

8 A2

9

10

Ş6 Ş3

M4

6 Ş4

5 4

V

II

CA1

A1

III

M2

IV

M3

1 CA3 3

2

I Ş1

Ş2 M1

IS

CV

CA2

PM/Cr

Fig. 8.3. Arhitectura şi cinematica maşinilor de rabotat longitudinal

180

8.3. Maşini de mortezat

b

Maşinile de mortezat sunt destinate prelucrării prin rabotare verticală a diferitelor suprafeţe plane, circulare sau profilate (interioare sau exterioare) precum şi canale de diferite forme (figura 8.4). Utilizarea lor este rentabilă în producţia individuală şi de serie mică.

z2

m

K

CV

z1 6

4 3 2 1

p1 p2

k/z III

C1

I

IV Ş2

7

II

M1

5 MC

CD2

CD1

Ş1 M2

C2 p3

Fig. 8.4. Arhitectura şi cinematica maşinilor de mortezat Notaţiile utilizate în figura 8.4 au următoarea semnificaţie: 1 – sanie transversală; 2 – sanie longitudinală; 3 – masă rotativă; 4 – cuţit de mortezat; 5 – batiu; 6 – culisou; 7 – montant; M1 – motor principal de acţionare; M2 – motor pentru deplasări rapide; CV – cutie de viteze; m, b – mărimea braţelor manivelei şi a bielei (reglabile, stabilesc mărimea cursei culisoului şi zona în care are loc mişcarea); C1, C2 – cuplaje; MC – mecanism cu clichet; K – camă cilindrică; p1, p2, p3 – pârghii pentru acţionarea mecanismului cu clichet la fiecare 181

cursă dublă a culisoului; CD1, CD2 – cutii de distribuţie; Ş1, Ş2 – şuruburi de mişcare; k/z – transmisie melc/roată melcată. Mişcări tehnologice: I – mişcare principală de aşchiere; II, III – mişcări de avans transversal, longitudinal; IV – mişcare de avans circular. Cinematica maşinii de mortezat este următoarea: – lanţul mişcării principale M1 – C1 – CV – z1/z2 – mişcarea I; – lanţul mişcării de avans transversal ......z1/z2 - K - p1/p2/p3 - MC CD1 - Ş1 – mişcarea II; – lanţul mişcării de avans longitudinal ........ - CD1 - CD2 – Ş2 – mişcarea III; – lanţul mişcării de avans circular ........ - CD1 - CD2 - k/z – mişcarea IV. Mişcările de avans sunt intermitente şi sincronizate cu mişcarea principală, rectilinie alternativă, a culisoului.

182

Cap. 9. MAŞINI DE RECTIFICAT Rectificarea este un proces de aşchiere prin abraziune, de finisare a suprafeţei, în urma căruia se obţine o precizie dimensională ridicată şi o rugozitate foarte mică (Ra = 1,6....0,4). În majoritatea cazurilor, rectificarea este precedată de o prelucrare de degroşare executată prin alte procedee: strunjire, frezare, rabotare etc. Pentru ca la rectificare aşchierea să se desfăşoare în condiţii mai bune, semifabricatul este supus, în prealabil, unui tratament termic pentru creşterea durităţii stratului superficial. Scula este un corp abraziv, cu diverse forme (disc, oală etc.), care efectuează o mişcare de rotaţie (mişcarea principală). Discul abraziv este obţinut prin înglobarea într-o masă de liant a unor granule cu duritate foarte mare ale căror muchii, cu orientare necontrolată, se comportă ca nişte microtăişuri. Ca şi în cazul procesului de frezare, cu deosebire că viteza de aşchiere la rectificare este mult mai mare, granulele abrazive situate pe suprafaţa periferică a discului aşchiază simultan, detaşând aşchii mărunte. Pe măsură ce muchiile ascuţite se uzează, granulele abrazive (tocite) se desprind din masa de liant, cedând rolul celor aflate sub ele. Acest proces (de autoascuţire) permite ca discul abraziv să-şi menţină capacitatea de aşchiere până la consumarea sa integrală. Pentru ca desprinderea granulelor uzate să se realizeze la momentul oportun, este necesar ca duritatea liantului utilizat pentru confecţionarea corpului abraziv, să fie alesă corect, în funcţie de duritatea materialului prelucrat. Dacă liantul este prea moale, granulele se desprind prea uşor, iar dacă este prea dur, granulele uzate întârzie a se desprinde. Astfel, suprafaţa periferică a discului se încarcă cu aşchii (se lustruieşte) şi îşi pierde capacitatea de aşchiere. Procesul de aşchiere prin rectificare impune obligativitatea utilizării lichidelor de răcire-ungere ca urmare a degajării unei cantităţi mari de căldură datorată următorilor factori: - unghiurile de degajare, γ, ale micro-tăişurilor sunt, în general, negative (figura 9.1); 183

- microtăişurile granulelor se tocesc în timpul prelucrării iar desprinderea lor are loc cu o întârziere care se doreşte a fi cât mai mică; - vitezele de aşchiere sunt foarte mari (vaş = πDn / 1000 = 50....100 m/s). γ n particulă abrazivă

liant

Fig. 9.1. Structura unui disc abraziv Pentru desfăşurarea procesului de rectificare în bune condiţii, corpurile abrazive se clasifică în funcţie de următoarele caracteristici: duritatea şi granulaţia materialului abraziv, duritatea liantului. Acestea se aleg în raport cu cele ale semifabricatului rectificat (rugozitatea suprafeţei, duritatea materialului, dimensiunile şi forma suprafeţei etc.). Particulele abrazive pot fi: - carborund negru (pentru materiale sfărâmicioase: fontă, bronz etc.); - carborund verde (pentru aliaje dure şi finisarea sculelor); - electrocorund normal (pentru fonte albe şi oţel carbon aliat); - electrocorund alb (ascuţirea sculelor, rectificarea filetelor etc.); - nitrură cubică de bor (duritate şi stabilitate termică similară cu a diamantului). Granulaţia discurilor abrazive se alege în funcţie de gradul de netezime impus suprafeţei rectificate, de toleranţele prescrise piesei prelucrate, de proprietăţile materialului prelucrat şi de mărimea adaosului de prelucrare. Pietrele cu granulaţie mare se utilizează pentru prelucrări de degroşare sau în cazul materialelor moi (cupru, 184

alamă) deoarece piatra se poate încărca uşor. Pietrele cu granulaţie fină se utilizează la rectificarea materialelor dure şi la prelucrări de finisare. Liantul poate fi ceramic (nu se foloseşte la discuri subţiri care sar putea sparge), bachelită sau cauciuc vulcanizat. Duritatea corpului abraziv se alege (după cum s-a arătat deja) astfel încât desprinderea granulelor tocite din masa de liant să nu se facă cu întârziere prea mare. În general, cu cât materialul prelucrat este mai dur, liantul corpului abraziv trebuie să fie mai moale şi invers.

9.1. Maşini de rectificat plan Maşinile de rectificat plan sunt utilizate pentru rectificarea suprafeţelor plane ale semifabricatelor prelucrate anterior prin frezare, rabotare etc. sau pentru rectificarea directă a suprafeţelor brute obţinute prin turnare de precizie, sinterizare etc.

I

IV

I

I

III

III

II I

II

I

II

III II a)

b)

c)

Fig. 9.2. Scheme de aşchiere specifice rectificării suprafeţelor plane: I – mişcare principală de aşchiere; II – mişcare de avans longitudinal; III – mişcare de avans transversal; IV – mişcare de avans vertical. Rectificarea plană se poate realiza prin două scheme de aşchiere: cu suprafaţa periferică a discului (figura 9.2, a) sau cu suprafaţa frontală a acestuia (figura 9.2, b, c); la rectificarea plană frontală se

185

utilizează corpuri abrazive de tip „oală”, care pot fi dintr-o bucată (figura 9.2, b) sau din mai multe segmente abrazive (figura 9.2, c). 9 6 7 8 Ş ME AP I

4

MI

III

II

3 2 1

MH3

IV

5

MH1 MH2 D

AH

9 8 7 2

1

II

3

6 4

III

I IV

MH1 AH

Fig. 9.3. Arhitectura şi cinematica maşinilor de rectificat plan orizontale

186

Maşinile de rectificat plan pot fi grupate, în funcţie de poziţia axei arborelui principal, în două categorii: maşini de rectificat plan orizontale (figura 9.3) şi maşini de rectificat plan verticale. Ambele tipuri de maşini au masa pentru fixarea semifabricatului acţionată electromagnetic şi aşezată pe o sanie longitudinală de formă dreptunghiulară (mişcările de avans sunt toate rectilinii) sau rotundă (una dintre mişcările de avans este circulară). Principalele subansamble ale maşinii de rectificat plan orizontale sunt: 1 – batiu; 2 – apărători telescopice pentru ghidaje; 3 – sanie longitudinală; 4 – masă cu acţiune electromagnetică pentru prinderea semifabricatelor feromagnetice; 5 – sanie transversală; 6 – disc abraziv; 7 – apărătoare disc; 8 – sanie verticală; 9 – montant; AP – arbore principal; ME – motor electric; AH – aparataj hidrostatic; D – distribuitor pentru invensarea sensului de mişcare; MI – mecanism de intermitenţă; Ş – şurub de mişcare; MH1, MH2 – motoare hidraulice pentru mişcare de translaţie; MH3 – motor hidraulic pentru mişcare de rotaţie. Cinematica acestor maşini este dată de: I – mişcarea principală de rotaţie a discului abraziv; II – mişcare de avans longitudinal (rectilinie alternativă, efectuată de sania pe care se fixează semifabricatul); III, IV – mişcări de avans transversal şi vertical (rectilinii intermitente, efectuate de către sania transversală, 5, respectiv, sania verticală, 8). Mişcările de avans III şi IV au loc la capătul de cursă al săniei longitudinale. Ascuţirea şi reprofilarea periodică a suprafeţei cilindrice periferice a discului abraziv se realizează cu ajutorul unui dispozitiv de corecţie cu vârf de diamant aşezat pe masa electromagnetică.

9.2. Maşini de rectificat rotund între vârfuri Maşinile de rectificat rotund între vârfuri au caracter universal şi sunt utilizate în fabricaţia de unicate, serie mică şi mijlocie. Astfel, se pot rectifica suprafeţe cilindrice interioare şi exterioare după diferite scheme de aşchiere (figurile 9.4 şi 9.5). În figurile 9.4 şi 9.5 s-au efectuat următoarele notaţii: I – mişcare principală de aşchiere; II – mişcare de avans longitudinal; III – mişcare de avans circular; IV – mişcare de avans de pătrundere; V – mişcare planetară de avans circular.

187

Din punct de vedere al suprafeţelor pe care le pot prelucra, maşinile de rectificat rotund între vârfuri pot fi pentru: suprafeţe exterioare, suprafeţe interioare, universale. În figura 9.6, este reprezentată, simplificat, o maşină de rectificat rotund exterior între vârfuri. IV I

I

III

I IV

II a)

II

b)

III c)

III

Fig. 9.4. Scheme de aşchiere utilizate la rectificarea suprafeţelor cilindrice exterioare: a – cu avans longitudinal normal şi cu avans de pătrundere; b – cu avans longitudinal încetinit (fără avans de pătrundere); c – numai cu avans de pătrundere (dacă semifabricatul este scurt).

III

I

IV

I IV

II a)

III

II

I III

b)

Fig. 9.5. Scheme de aşchiere utilizate la rectificarea suprafeţelor cilindrice interioare: a – rectificare cu semifabricatul în mişcare de rotaţie; b – rectificare planetară (semifabricat staţionar; axa pietrei abrazive se roteşte în jurul axei alezajului, pentru avans circular)

188

I

189

1 II

A1

ME2

III

3

MH1

I

IV

4

5

AH

AP A3

ME1

A2

6

7

A4

8

m

Fig. 9.6. Arhitectura şi cinematica maşinilor de rectificat rotund exterior între vârfuri

MR

2

11

10

9

Pe ghidajele batiului, 1, este amplasată sania longitudinală, 11, care susţine masa, 10, prevăzută cu un un lagăr-pivot ce permite, prin orientarea unghiulară a axei vârfurilor, rectificarea suprafeţelor conice lungi (conicitate relativ mică). Pe această masă sunt amplasate păpuşa fixă, 2, şi păpuşa mobilă, 9. În zona posterioară a batiului, având ghidaje perpendiculare pe cele ale săniei longitudinale, este amplasată sania transversală, 6. Aceasta susţine, prin intermediul unor lagăre de alunecare cu ungere hidrodinamică, arborele principal care imprimă discului abraziv, 4, mişcarea principală de aşchiere, I. Motorul electric, ME1, transmite mişcarea de rotaţie arborelui principal prin intermediul unei transmisii prin curele. Semifabricatul este susţinut de vârfurile de centrare montate pe cele două păpuşi. Acesta primeşte mişcarea de avans circular, III (turaţie reglabilă, relativ mică), de la un lanţ cinematic antrenat de motorul electric ME2. Pentru rectificarea suprafeţelor conice, ale semifabricatelor scurte, papuşa fixă poate fi poziţionată unghiular (mişcarea auxiliară A1). În cazul semifabricatelor lungi, prelucrarea suprafeţelor conice se realizează prin pivotarea întregului subansamblu susţinut de masa 10 (mişcarea auxiliară A2). Pentru rectificarea unor suprafeţe conice înguste, suportul arborelui principal (respectiv, discul abraziv) se poate poziţiona unghiular în raport cu sania transversală. Prinderea între vârfuri a semifabricatelor de diferite lungimi este posibilă datorită mişcării de poziţionare, A4, a păpuşii mobile, 9. Această acţiune este facilitată de acţionarea manuală a vârfului mobil, 7, prin intermediul pinolei, 8. Mişcarea de avans longitudinal a semifabricatului, rectilinie alternativă, II, este generată de sistemul de acţionare hidrostatică, AH, care are ca element final motorul hidraulic, cu tijă bilaterală, MH1. Structura sistemului hidromecanic care imprimă săniei, 6, mişcarea de avans transversal, rectiliniu şi intermitent, este redată în figura 9.7. Sania transversală, 6, execută mişcarea intermitentă de avans transversal, IV, la capătul de cursă a săniei longitudinale, 11. Sistemul camă-tachet (7 şi 8) comută distribuitorul 9. Alimentat cu ulei, dozatorul reglabil, 10, acţionează mecanismul cu clichet, 12. Acesta, prin transmisia z1/z2 şi mecanismul şurub-piuliţă, Ş/P, antrenează în mişcare rectilinie intermitentă sania pentru avans transversal. Deplasările rapide ale acestei sănii sunt generate cu ajutorul motorului hidraulic MH2. Se poate introduce şi avans manual.

190

4

6 I(ns)

III(np) 5 10

IV

st

vr MH2

z2

12

Ş/P z1

RM

II

9

8 P

7

11

R

Fig. 9.7. Structura sistemului hidromecanic pentru avansul transversal al discului abraziv: 5 – semifabricat; 7 – camă; 8 – pârghie-tachet; 9 – distribuitor; 10 – dozator; 12 – mecanism cu clichet; RM – roată de mână; MH2 – motor hidraulic pentru deplasări rapide (vr); Ş – şurub de mişcare; componentele 4, 6 şi 11 se regăsesc şi în figura 9.6.

9.3. Maşini de rectificat rotund fără centre Maşinile de rectificat rotund fără centre au un grad de universalitate redus. Acestea pot prelucra doar piese cilindrice netede (arbori sau alezaje fără trepte de diametru). Schema de aşchiere permite reducerea foarte mult a timpului auxiliar ceea ce asigură creşterea capacităţii de producţie. Ele sunt exploatate rentabil doar în fabricaţia de serie mare şi de masă (de exemplu, rectificarea rolelor de rulmenţi). De asemenea, pot constitui o soluţie pentru rectificarea pieselor cilindrice netede cu lungime mare şi diametru mic precum şi a pieselor tip bucşă cu diametre mari, pereţi subţiri şi condiţii deosebite de concentricitate a suprafeţelor cilindrice. În figura 9.8 este reprezentată schema de aşchiere utilizată pentru rectificarea fără centre a suprafeţelor cilindrice exterioare. Pentru rectificarea rotundă exterioară fără vârfuri, semifabricatul, 4, 191

este aşezat liber între cele două discuri abrazive (cel de rectificat, 1, şi cel de antrenare, 3) şi va fi susţinut de o riglă de reazem, 2. Discul de rectificare are proprietăţile unui disc abraziv obişnuit şi execută mişcarea principală de aşchiere, I.

vt

I

v

III

IV va

4

II

α 1

2

3

Fig. 9.8. Schema de aşchiere utilizată la rectificarea fără centre a suprafeţelor exterioare: 1 – disc de rectificare; 2 – riglă de susţinere; 3 – disc abraziv de antrenare; 4 – semifabricat; I – mişcare principală de aşchiere; II – mişcare de rotaţie a discului de antrenare; III, IV – mişcări de avans circular, respectiv, axial ale semifabricatului. Discul de antrenare, 3, nu are proprietăţi aşchietoare (datorită conţinutului ridicat de liant pe bază de cauciuc). Acesta imprimă semifabricatului două mişcări de avans (circular, III, şi axial, IV) deoarece are un coeficient de frecare mare iar axa de rotaţie este înclinată faţă de cea a discului de rectificare cu un unghi de 1....5o. Aşadar, dacă descompunem viteza periferică a discului de antrenare, v, după direcţiile tangenţiala şi axială vom obţine componentele care imprimă semifabricatului avansul circular şi cel axial. Pentru ca procesul de aşchiere să se desfăşoare, este necesar ca forţa de frecare dintre discul de antrenare şi semifabricat să fie mai mare decât cea de aşchiere. Ca să se mărească zona de contact, suprafaţa activă a discului de antrenare este profilată hiperboloidal în funcţie de diametrul „d” al semifabricatului. Poziţia pe verticală a riglei de susţinere se reglează, astfel încât, axa semifabricatului se se afle mai sus decât planul determinat de celelalte două axe (0,2d < h < 0,3d).

192

Procedeul de rectificare rotundă interioara fără vârfuri se aplică prelucrării unei piese cu pereţi subţiri, tip bucşă, fabricată în serie, la care trebuie să se asigure concentricitatea suprafeţei interioare cu cea exterioară. Schema de aşchiere este reprezentată în figura 9.9. Semifabricatul, 3, se sprijină pe rola de reazem, 4, şi este împinsă spre rola de antrenare, 1, cu ajutorul rolei de apăsare, 5. Rola de antrenare are mişcarea de rotaţie, V, şi imprimă semifabricatului mişcarea de avans circular II. Mişcarea principală, I, şi cele de avans, III şi IV, sunt efectuate de către discul abraziv, 2.

II

III 5

I

V IV

4

3

2

1

Fig. 9.9. Schema de aşchiere utilizată la rectificarea fără centre a suprafeţelor interioare: 1 – disc de antrenare; 2 – disc abraziv; 3 – semifabricat; 4, 5 – role de sprijin, de apasare. În figura 9.10, este reprezentată arhitectura şi cinematica maşinii de rectificat rotund fără centre (pentru suprafeţe exterioare) pentru care s-au utilizat notaţii cu următoarele semnificaţii: 1 – batiu; 2 – montant fix; 3, 8 – subansamble pentru corijarea suprafeţelor active ale discului de rectificat, respectiv, discului de antrenare; 4 – vârf de diamant; 5 – discul de rectificat; 6 – semifabricat; 7 – disc de antrenare; 9 – montantul mobil; 10 – sanie; 11 – riglă de susţinere; 12 – subansamblul arborelui de antrenare; AP – arbore principal; AA – arborele discului de antrenare; ME – motor electric; MH – motor hidraulic rotativ; AH – aparatură hidrostatică; Ş – şurub de mişcare.

193

A6

2 1

A7

8

9

I5 6 7 h

A5 3

A8

4

AP

H III A3

AA A2 II 11 12 10

MH

A1

m

A4 Ş

ME

AH

Fig. 9.10. Arhitectura şi cinematica maşinii de rectificat rotund fără centre (pentru suprafeţe exterioare):

194

m

Cap. 10. MAŞINI DE SUPRAFINISAT Prelucrările prin aşchiere influenţează negativ starea stratului superficial al semifabricatului. Deficienţele constau în „arderile” superficiale cauzate de temperatura mare în zona de contact sculăpiesă, distrugerea structurii cristaline a metalului pe o anumită adâncime datorată eforturilor mari din zona de aşchiere şi consecinţe nefavorabile în ceea ce priveşte rugozitatea suprafeţei etc. Obiectivele urmărite prin prelucrarea fină (suprafinisarea) a semifabricatelor sunt: creşterea calităţii suprafeţelor prin micşorarea rugozităţii (Ra = 0,4…0,025 μm), îmbunătăţirea geometriei formei suprafeţei, mărirea preciziei dimensionale şi îmbunătăţirea stării de tensiuni din stratul superficial. Faptul că procesele de prelucrare fină se desfăşoară la temperaturi moderate şi cu eforturi reduse determină obţinerea de straturi superficiale cu proprietăţi foarte bune din punct de vedere tehnico-funcţional şi de calitate.

10.1. Maşini de honuit Honuirea este operaţia de suprafinisare a suprafeţelor cilindrice interioare, cu ajutorul unor bare abrazive prismatice, cu granulaţie fină, montate într-un cap special de prindere (hon). În timpul prelucrării, se exercită o forţă de apăsare radială asupra barelor abrazive iar honului i se imprimă o mişcare alternativă de rototranslaţie. Forma constructivă a unui hon este prezentată în figura 10.1 în care au fost utilizate notaţii a căror semnificaţie este dată în cele ce urmează: 1 – tijă de acţionare; 2 – ştifturi pentru cuplarea honului la articulaţia cardanică a maşinii (se asigură autocentrarea honului în alezaj); 3 – corpul honului; 4, 8 – arcuri pentru menţinerea contactului permanent între suporţii honului şi suprafeţele active ale tijei; 5 – suprafeţele active ale tijei; 6 – suporţii barelor prismatice; 7 – bare abrazive prismatice.

195

x 1 2 3

Secţiunea A-A

4 5 y A

y

6 7

3 7 6

A 8

Fig. 10.1. Structura unui cap de honuit În figura 10.2 este reprezentată arhitectura şi cinematica unei maşini de honuit verticale. Pe ghidajele batiului, 1, este amplasată masa pentru fixarea semifabricatelor. Sunt utilizate dispozitive de prindere cu două posturi: unul de prelucrare iar altul de evacuarerealimentare. Astfel, se suprapune timpul auxiliar pe timpul de bază. Mişcarea de rotaţie, I, a capului de honuit, 8, este furnizată de motorul electric, ME, care antrenează în mişcare de rotaţie arborele principal, tubular, 5, şi arborele cardanic, 7. Capul de honuit se autocentrează în raport cu axa alezajului semifabricatului. Mişcarea rectilinie-alternativă, II, este generată de instalaţia de acţionare hidrostatică ce alimentează motorul hidraulic, MH, cu tijă bilaterală, pentru ca viteza de translaţie să se efectueze cu aceeaşi viteză în ambele sensuri de deplasare a capului de honuit. Lungimea şi poziţia cursei de lucru se stabilesc prin fixarea corespunzătoare a camelor, K1 şi K2, amplasate pe sania verticală. La capete de cursă, aceste came comandă, prin intermediul contactoarelor, C1 şi C2, schimbarea sensului de mişcare a săniei, 6. Instalaţia de acţionare hidrostatică, prin intermediul sistemului de apăsare, 3, controlează deplasarea barelor abrazive după direcţia radială, y (figura 10.1), asigurând o forţă constantă de apăsare a acestora pe suprafaţa prelucrată (presiunea de aşchiere este de ordinul 196

0,5....8 daN/cm2). Procesul de honuire are loc în prezenţa lichidului de spălare-răcire (amestec de petrol şi ulei mineral) care îndepărtează microaşchiile şi granulele abrazive uzate şi desprinse din masa de liant. ME

MR 3

C1

4

K1

z1

z2 5

K2

6 C2 7

A 2

I MH

B

8 II

A1

9

1 AH Fig. 10.2. Arhitectura şi cinematica unei maşini de honuit verticale

197

10.2. Maşini de lepuit Lepuirea se aplică suprafeţelor plane şi cilindrice, exterioare şi interioare (suprafeţele active ale calibrelor, prismelor de control, tijelor de măsurare, calelor plan-paralele, căilor de rulare ale rulmenţilor, rolelor etc.). Acest proces de microfinisare prin abrazare a pieselor, constă în mişcarea relativă sculă-piesă, cu schimbarea permanentă de direcţie, în prezenţa unui mediu abraziv (aplicat liber sau fixat pe sculă), mediu ce exercită un efort complex de frecare, presare şi strivire. Se obţin suprafeţe cu rugozităţi Ra < 0,050 μm şi abateri dimensionale şi de formă Δ < 1 μm. În figura 10.3, este reprezentată arhitectura şi cinematica unei maşini de lepuit cu discuri plane. Pe batiul, 1, este fixată coloana, 9, în jurul căreia pivotează braţul, 8 (pentru a degaja zona de lucru în momentul evacuării pieselor lepuite şi alimentarea cu alte semifabricate). Discul superior, 7, este antrenat în mişcarea principală de aşchiere, I, de către motorul electric ME. Valoarea turaţiei este reglată cu ajutorul mecanismului MR. Discul inferior, 6, este fixat pe un arbore tubular şi efectuează mişcarea de rotaţie, II, de sens contrar celei precedente. Arborele, 2, care are mişcarea de rotaţie, III, antrenează într-o mişcare planetară dispozitivul separator, 4 (prin intermediul unui bolţ excentric montat pe suprafaţa frontală). Semifabricatele, 6, care sunt amplasate în locaşurile mecanismului separator. Aceste trei lanţuri cinematice au ca mecanisme finale transmisii prin curele. În vederea lepuirii semifabricatelor, discul superior este apăsat de către motorul pneumatic, MP, în vederea dezvoltării presiunii necesare desfăşurării procesului tehnologic (p = 0,5...3,5 daN/cm2).

198

MP AP R1

7

I

6 5

III

8

RC1

RC2

9

4 3 2 1

MD

II RC4 III RC6

MR

ME

RC3 RC5 R2

Fig. 10.3. Arhitectura şi cinematica maşinii de lepuit cu discuri plane: 1 – batiu; 2 – arbore cotit; 3 – disc inferior; 4 – dispozitiv separator; 5 – perete de protecţie; 6 – semifabricat; 7 – disc superior; 8 – braţ pivotant; 9 – coloană; ME – motor electric; MR – mecanism de reglare; MD – mecanism de distribuţie; AP – aparataj pneumatic; MP – motor pneumatic; R1, R2 – rulmenţi axiali.

199

Cap. 11. MAŞINI DE DANTURAT Roţile dinţate ocupă un loc important în industria constructoare de maşini deoarece sunt utilizate pentru transmiterea mişcării de rotaţie între doi arbori cu axele paralele, concurente sau încrucişate (neparalele şi neconcurente). Prelucrarea roţilor dinţate trebuie realizată cu precizia impusă de destinaţia angrenajelor şi de condiţiile de exploatare. Astfel, pentru angrenajele folosite în lanţuri cinematice de filetare, rulare, divizare o importanţă hotărîtoare o au precizia cinematică şi mărimea jocurilor între flancuri. La angrenajele pentru transmiterea forţei, fiind necesară o funcţionare lină a angrenajelor, un rol important îl au eroarea de profil a flancului, contactul dintre flancurile conjugate şi calitatea suprafeţei acestora. Ca urmare a preciziei de execuţie impuse pentru o bună funcţionare a angrenajelor, precum şi datorită complexităţii profilului flancurilor dinţilor (suprafaţă evolventică), prelucrarea roţilor dinţate necesită scule şi maşini-unelte speciale. Aşadar, prelucrarea roţilor dinţate prin aşchiere este realizată pe maşini universale de frezat, folosind scule profilate (soluţie utilizată mai rar, şi doar în cazul producţiei de unicate), sau, frecvent, pe maşini specializate destinate producţiei de serie şi de masă. Din punct de vedere cinematic, pentru prelucrarea danturii (generarea profilului evolventic al flancurilor) se pot folosi două metode: a. generarea prin copiere, caz în care sculele sunt profilate după forma golului dintre doi dinţi (figura 11.1); curba generatoare este materializată prin muchia aşchietoare a frezei disc sau deget modul; b. generarea prin rulare, folosind scule a căror formă este diferită de aceea a golului dintre dinţi (freză melc-modul, cuţit roată, cuţit pieptene), constă în generarea evolventei pe cale cinematică printr-o mişcare relativă a sculei în raport cu piesa (metoda reproduce angrenarea roţii-piesă cu cremaliera de referinţă materializată prin scula aşchietoare).

200

I I

I

III

III

II

II

II a)

b)

Fig. 11.1. Generarea prin copiere a danturii: a – cu freză disc-modul; b – cu freză deget-modul: I – mişcare principală; II – mişcare de avans; III – mişcare intermitentă de divizare. Dintre maşinile de prelucrat dantură, cele mai des utilizate sunt: - maşina de danturat cu freză melc-modul, destinată prelucrării roţilor dinţate cilindrice cu dinţi drepţi sau elicoidali, a roţilor melcate şi a cremalierelor; - maşina de mortezat dantură cu cuţit-roată, destinată prelucrării roţilor dinţate cilindrice cu dinţi drepţi, elicoidali, cu dantura exterioară sau interioară; - maşina de mortezat dantură cu cuţit-pieptene, destinată prelucrării danturii exterioare în cazul roţilor cu dinţi drepţi sau elicoidali şi a celor cu dantură în V; - maşina de rectificat dantură cu disc abraziv biconic; - maşina de rectificat dantură cu două discuri abrazive.

11.1. Maşini de danturat cu freză melc-modul Prelucrarea danturii roţilor dinţate cilindrice prin rulare se bazează pe posibilitatea generării cinematice a curbei generatoare (evolventa) în procesul de rulare dintre piesă şi sculă (freza melcmodul). Rularea reproduce angrenarea piesei şi sculei cu cremaliera de referinţă teoretică, imaginară, descrisă în spaţiu de către muchiile aşchietoare ale sculei. Această metodă de prelucrare este superioară prelucrării prin copiere atât din punct de vedere al productivităţii cât şi din punct de vedere al preciziei pasului şi profilului flancului dintelui. 201

Într-o secţiune normală pe elicea dinţilor, freza melc-modul are profilul cremalierei de referinţă. Cu ajutorul ei se poate prelucra orice număr de dinţi care au acelaşi modul. Freza melc-modul provine dintrun melc căruia, pe suprafaţa periferică, i s-au frezat un anumit număr de canale normale pe elicea melcului. Astfel, s-au obţinut un număr de dinţi aşchietori. Pentru ca scula să îşi păstreze profilul şi după reascuţire, spatele fiecărui dinte se prelucrează prin detalonare după o spirală arhimedică. Operaţia de divizare este un proces continuu şi este realizată de lanţul cinematic de rulare (figura 11.2). γ S(m; ks) i1 AP

L i2 Ar Br

M

ir

vr

ns

i3 np P(m; zp)

Profilul sculei în secţiune normală pe elicea dinţilor aşchietori

Fig. 11.2. Lanţul cinematic de rulare Prelucrarea danturii cu freza melc-modul respectă cinematica angrenării melc-roată melcată şi se bazează pe principiul generării evolventei cu dreaptă mobilă. Datorită rotirii frezei melc, profilul cremalierei de referinţă din secţiunea normală pe elicea melcului se deplasează în lungul normalei cu viteza (11.1) vs = psksns = πmksns în care: m este modulul dinţilor; ks – numărul de începuturi ale frezei; ns – turaţia sculei. Semifabricatul, viitoarea roată dinţată, se roteşte cu turaţia np. Deci, un punct de cercul de divizare va avea viteza tangenţială (11.2) vp = πmzpnp . Condiţia cinematică de generare a evolventei impune ca vitezele punctelor în contact sculă – piesă să fie egale (vs = vp = vr ). Aşadar, condiţia de rulare va avea forma

202

(11.3) zpnp = ksns Lanţul cinematic de rulare, AP(ns) – L – Ar/Br – P(np), prin intermediul roţilor de schimb, asigură corelarea celor două mişcări. Ecuaţia acestui lanţ va fi np=nsi1i2iri3 . (11.4) Din sistemul de ecuaţii (11.3) şi (11.4), se poate deduce formula de calcul pentru numerele de dinţi ale roţilor de schimb k A (11.5) ir  r  Cr s , Br zp

γ

γ

β+γ

β-γ

elice pe dreapta

γ γ

β

β γ

γ

β+γ

β-γ

elice pe stânga

dinţi elicoidali

dinţi drepţi

în care, s-a notat cu Cr constanta lanţului cinematic de rulare. Tabelul 11.1 Dantura Elicea frezei melc-modul roţii pe dreapta pe stânga γ γ

β

β

În vederea prelucrării danturii, suportul săniei frezei melc-modul (implicit, arborele principal) va fi înclinat, astfel ca tangenta la elicea melcului să coincidă cu cea la elicea dintelui roţii de prelucrat. Unghiul de înclinare al axei sculei se calculează în funcţie de valorile unghiurilor de înclinare ale elicei frezei melc (γ) şi a flancului roţii dinţate (β), conform celor prezentate în tabelul 11.1. 203

Pe maşini de danturat cu freză melc-modul (figura 11.2) se pot prelucra roţi dinţate cu dinţi drepţi sau elicoidali, roţi melcate, arbori canelaţi etc. Notaţiile utilizate în figura 11.2 au următoarele semnificaţii: 1 – păpuşă fixă; 2 – sanie pentru avans vertical; 3 – placă rotativă pentru poziţionare unghiulară; 4 – sanie pentru avans axial; 5 – sanie cu vârf rotativ; 6 – păpuşă mobilă; 7 – sania păpuşii mobile; 8 – batiu; 9 – sculă (freză melc-modul); 10 – dorn pentru centrarea şi fixarea semifabricatului; 11 – masă rotativă; C1....C5 – cuplaje; C6 – cuplaj pentru deplasări rapide ale sculei; Şv, Şa – şuruburi pentru avans vertical, respectiv axial; Şr – şurub pentru avans radial (de pătrundere); AP – arbore principal (dornul portsculă); ME1, ME2 – motoare electrice pentru acţionarea principală şi pentru mişcările de avans; CA – cutie de avansuri; Σ – mecanism de însumare; iv, ia, ir, if – rapoarte de transmitere ale roţi de schimb; CT – cuplaj telescopic; MH1, MH2 – motoare hidraulice pentru avans radial (pătrundere) şi poziţionarea semifabricatului în raport cu freza melc; MH3 – motor pentru deplasarea şi blocarea săniei 5. Cinematica maşinii de frezat roţi dinţate este următoarea: I – mişcarea principală de rotaţie a sculei (viteza de aşchiere); II – mişcarea de avans circular a semifabricatului, care permite şi procesul de divizare continuă; această mişcare reproduce cinematica angrenării melcului-sculă cu roata-piesă; III – mişcarea de avans vertical a săniei 2, este necesară pentru a prelucra dinţii pe toată lăţimea roţii; IV – mişcarea de avans axial, a săniei, 4, – necesară în cazul prelucrării roţilor melcate cu avans axial sau atunci când sunt prelucrate roţi dinţate cilindrice prin metoda avansului diagonal; V – mişcarea de avans radial a săniei, 7; această mişcare intermitentă permite reglarea adâncimii de aşchiere; în cazul roţilor cu modul mare, amplitudinea acestei va fi o fracţiune din adâncimea golului (h/2 sau h/3); la prelucrarea roţilor melcate, prin metoda cu avans radial, această mişcare este continuă; Δ II – mişcarea suplimentară de rotaţie a semifabricatului (care se însumează algebric cu mişcarea de rulare); această mişcare este necesară în cazul prelucrării roţilor dinţate cilindrice cu dinţi înclinaţi (elicoidali).

204

Fig. 11.2. Arhitectura şi cinematica maşinii de danturat cu freză melc-modul

205 ME2

ME1

Σ

iv

CA

if

ia

C3

AP

ir

C6

C1

L1

1

C5

C2 L2

C4

Şa

2

Şv

A1

4

9

CT

V

IV 10 III 11

3

k1/z1

I β

II

pe

k2/z2

m

A2

MH3

A3

Şr Cr

z3

7

6

5

MH1

MH2

8

Lanţul cinematic principal este acţionat de motorul electric, ME1, şi antrenează freza în mişcarea principală de rotaţie, I. Mărimea mişcării se reglează prin roţi de schimb (iv). – Fluxul cinematic: ME1(n01)– icv–iv–AP – mişcarea principală I (ns). – Ecuaţia lanţului principal: ns= n01icviv , (11.6)

în care:

ns 

1000  v as , D s

iv 

Av Bv

şi

(11.7)

icv – produsul rapoartelor de transmitere constante ale mecanismelor din lanţul cinematic principal. Aşadar, formula pentru calculul numerelor de dinţi ale roţilor de schimb este A v (11.8) i v  v  C v as , Bv Ds în care: vaş este viteza de aşchiere; Ds – diametrul exterior al frezei melc-modul; Cv – constanta lanţului cinematic principal. Lanţul cinematic de rulare asigură generarea profilului evolventic al flancului dintelui, precum şi angrenarea dintre semifabricat şi sculă în scopul realizării unui proces continuu de divizare. Acesta este un lanţ cinematic închis care corelează mişcarea sculei cu cea a piesei şi poate fi reglat prin modificarea raportului de transmitere al roţilor de schimb (ir). – Fluxul cinematic: AP(ns) – L1 – icr – iΣ1 – ir – mişcarea de rotaţie a piesei, II(np). – Ecuaţia lanţului de rulare: np=nsicrir . (11.9) – Condiţia cinematică de rulare: zpnp = ksns . (11.10) Expresia relaţiei de calcul al numerelor de dinţi pentru roţile de k A schimb va fi ir  r  Cr s , (11.11) Br zp în care: ks este numărul de începuturi ale frezei melc-modul; zp – numărul de dinţi al piesei ce se danturează; Cr – constanta lanţului cinematic de rulare.

206

Lanţul cinematic de avans este acţionat de motorul electric, ME2, şi antrenează săniile portsculă (2 şi 4) în mişcările de avans: vertical (III) şi axial (IV). Reglarea mişcărilor de avans este realizată prin mecanismul de reglare, CA. Suplimentar, lanţul cinematic pentru avans axial contine şi o liră cu roţi de schimb al căror raport de transmitere este notat cu ia. – Fluxul cinematic al lanţului de avans: ME2(n02)–CA–C1–L2–C2–Şv– mişcarea de avans vertical, III; ......L2 – C3 – ia – Şa – mişcarea de avans axial, IV. Prin închiderea cuplajului C4, freza melc-modul va avea o mişcare de avans pe direcţie diagonală (deplasarea simultană a săniilor 2 şi 4). Lanţul cinematic pentru mişcarea suplimentară a semifabricatului este necesar la danturarea roţilor cilindrice cu dinţi înclinaţi. În acest caz, curba directoare (linia flancului dintelui) nu mai este o dreaptă ci un segment dintr-o elice cilindrică care are pasul pe şi unghiul de înclinare β. În vederea prelucrării danturii, maşina de frezat trebuie să asigure, pe de o parte, rularea între freza melc-modul şi semifabricat (pentru realizarea numărului de dinţi zp) şi, pe de altă parte, să genereze elicele de pas pe. Generarea traiectoriilor elicoidale presupune existenţa, în structura maşinii, a unui lanţ cinematic de filetare (figura 11.3) care să coreleze mişcarea de avans vertical a sculei cu o mişcare suplimentară de rotaţie a semifabricatului (ne) impusă de condiţia de rulare(nr). Mişcările sunt însumate algebric prin mecanismul Σ (fig.11.3). – Fluxul cinematic al lanţului de filetare: Şv(nşv) – C2 – L2 – C5 – icf – if – iΣ2 – ir – mişcarea suplimentară de rotaţie a piesei, ΔII(ne). Conectând, prin intermediul mecanismului de însumare Σ, lanţul de rulare cu cel de filetare, mişcarea semifabricatului va fi exprimată prin suma algebrică np = nr ± ne , (11.12) unde: nr – reprezintă turaţia rezultată din condiţia de rulare; ne – reprezintă turaţia suplimentară rezultată din condiţia de generare a elicei dintelui. ne = nşvicfifir . (11.13) – Ecuaţia lanţului de filetare:

207

nepe = nşvpşv .

– Condiţia cinematică de filetare: 1

2

3

(11.14)

4 Şv Şa

A1

ia

IV AP

C4 I III C2

II ir

Σ ME1

C3

ME2

L2 2

if

C5

1

Fig. 11.3. Lanţul cinematic de filetare al maşinii de danturat cu freză melc-modul – Fluxul cinematic al lanţului de filetare: Şv(nşv) – C2 – L2 – C5 – icf – if – iΣ2 – ir – mişcarea suplimentară de rotaţie a piesei, ΔII(ne). Conectând, prin intermediul mecanismului de însumare Σ, lanţul de rulare cu cel de filetare, mişcarea semifabricatului va fi exprimată prin suma algebrică np = nr ± ne , (11.12) unde: nr – reprezintă turaţia rezultată din condiţia de rulare;

208

ne – reprezintă turaţia suplimentară rezultată din condiţia de generare a elicei dintelui. ne = nşvicfifir . (11.13) – Ecuaţia lanţului de filetare: – Condiţia cinematică de filetare: nepe = nşvpşv . (11.14) Din reprezentarea grafică a desfăşuratei cilindrului de divizare al roţii dinţate (ABB1A1) în care MA1 este flancul dintelui înclinat cu unghiul β (figura 11.4), se poate deduce următoarea relaţie m  n zp m n z p cos  pe   . (11.15) tg sin  Dacă înlocuim relaţiile (11.11), (11.14) şi (11.15) în ecuaţia ecuaţia (11.13), vom deduce formula de calcul a raportului numerelor de dinţi pentru roţile de schimb A sin  . (11.16) if  f  Cf mnks Bf C1

B1

A1

B

A

πmf zp

M

β C pe Fig. 11.4. Desfăşurata cilindrului de divizare a unei roţi dinţate cu dinţi înclinaţi Metoda de frezare a danturii în diagonală presupune închiderea cuplajului C4 (figura 11.2) şi se foloseşte la prelucrarea roţilor dinţate cu dinţi drepţi (cuplajul C5 - deschis) sau înclinaţi (cuplajul C5 - închis). Această metodă constă în deplasarea saniei verticale, cu viteza wv, simultan cu deplasarea acesteia, în direcţie axială, cu viteza de avans wa. Din însumarea celor două viteze rezultă viteza de avans în diagonală wd (figura 11.5).

209

L2≈4,5mn

L Lu

L1≈4,5mn

wa O1

wd

B

b

wv

c

Semifabricat

a

Freză melc-modul

O2

Fig. 11.5. Schema de aşchiere la frezarea în diagonală a danturii drepte Astfel, freza are contact cu semifabricatul pe toată lungimea utilă, Lu. Dinţii aşchietori din acest sector vor avea o viteză de uzare egală iar durabilitatea sculei va creşte. La frezarea în diagonală, raportul vitezelor wv şi wa se stabileşte în funcţie de lungimea Lu şi de deplasarea B pe direcţia axei piesei, conform relaţiei w a Lu  , (11.17) wv B deoarece timpul de parcurgere a celor două spaţii este acelaşi. Spaţiile „a” şi „c” sunt necesare intrării, respectiv ieşirii sculei din contact cu semifabricatul. O altă metodă de a deplasa axial freza melc-modul, în vederea uniformizării uzurii pe lungimea sa, constă în aplicarea procedeului numit „shifting”. Această deplasare nu se face în timpul procesului de aşchiere, ci după prelucrarea unui anumit număr de piese.

11.2. Maşini de mortezat dantură cu cuţit roată Prelucrarea danturii cu ajutorul cuţitelor roată constituie o necesitate impusă de prelucrarea roţilor dinţate de construcţie specială (dantură în „V”), blocurilor baladoare de construcţie monolit, 210

danturilor interioare în alezaje nestrăpunse sau cu diametre în trepte etc., care nu pot fi prelucrate cu ajutorul altor scule de danturat, întrucât nu permit ieşirea sculei. Avînd o productivitate suficient de bună, maşinile de mortezat dantură cu cuţit-roată sunt utilizate şi la prelucrarea roţilor dinţate obişnuite, fiind destul de răspîndite în industrie. Generarea danturii pe aceste maşini se face după principiul rulării cu dreaptă nobilă. Cuţitul-roată de mortezat are o mişcare de rotaţie care este sincronizată printr-un lanţ cinematic de rulare cu mişcarea de rotaţie a roţii de prelucrat. Cinematica generării pe aceste maşini are avantajul că dantura se poate prelucra complet fără a fi necesară divizarea. I L cuţit roată II

de mortezat vr

ir

cremaliera de referinţă

semifabricat III Fig. 11.6. Generarea danturii prin mortezare cu cuţit roată după principiul rulării cu dreaptă mobilă Realizarea cuţitelor-roată se bazează pe principiul corijării roţilor dinţate în evolventă. Roţile cu dantură corijată pot angrena în bune condiţii şi atunci când profilul dinţilor uneia din roţi este deplasat în plus sau în minus în raport cu profilul de referinţă. Conform celor reprezentate în figura 11.7, deplasarea profilului dinţilor se face descrescând, pe direcţia lăţimii sale, de la valoarea maximă pozitivă la valoarea maximă negativă. În secţiunea de referinţă X-Y deplasarea profilului este nulă. Deplasarea profilului este pozitivă şi creşte pe măsură ce ne apropiem de zona tăişului: Δt = + ξ m (în care ξ este coeficientul de deplasare şi m – modulul danturii). Secţiunea opusă tăişului are o valoare negativă

211

a deplasării profilului (Δs = – ξ m). Astfel, dinţii cuţitului roată capătă o geometrie asemănătoare cu cea a cuţitelor profilate pentru strung (unghiuri de aşezare pe flancuri şi la cap). II X

Y

O

I

X

III

Secţiunea X-Y

O

Δt = + ξ m Fig.11.7. Schema de aşchiere la mortezarea danturii cu cuţit roată În figura 11.8, este reprezentată structura unei maşini de danturat cu cuţit roată. Au fost utilizate notaţii cu următoarele semnificaţii: 1 – batiu; 2 – montant; 3 – mecanism cu excentric; 4 – sector oscilant; 5 – arc; 6 – sanie pentru avans radial; 7 – arbore principal; 8 – cuţit roată; 9 – semifabricat; 10 – sania port-piesă (de escamotare); CT1, CT2 – cuplaje telescopice; Cr – bucşă cremalieră; K1, K2 – came disc; K31, K31 – came elicoidale (pentru prelucrarea danturii înclinate). În vederea generării flancurilor roţii dinţate, organele de lucru ale maşinii de mortezat au următoarea cinematică: I – mişcarea principală; II – mişcarea de rotaţie a sculei (avans circular); III – mişcarea de rotaţie a piesei; A1 – mişcare auxiliară, de apropiere radială (pentru stabilirea adâncimii de aşchiere); A2 – mişcare auxiliară (de îndepărtare a semifabricatului de sculă, la cursa în gol).

212

3

4

5 6

iv

L1 Cr

ME(n0)

7 K31

iac K32

I2

CT2

L2

k1/z1

K1

i=1

2

ir

C

A1 8

II I

iar

9

10

III A2 CT1

1

L3

I1

k2/z2 K2

Fig. 11.8. Arhitectura şi cinematica maşinii de mortezat dantură cu cuţit roată Lanţul cinematic principal, antrenat de motorul electric, ME(n0), conţine un mecanism de reglare cu roţi de schimb al căror raport de transmitere este notat cu iv. Componentele 3 şi 4 formeaza un mecanism de transformare a rotaţiei în mişcare de transalaţie rectilinie alternativă a arborelui principal (ncd / min, ncd).

213

– Flux cinematic: ME–iv–L1–MT–Cr–AP– mişcarea principală I (ncd). – Ecuaţia lanţului principal: în care:

n cd 

ncd= n0icviv ,

1000  vas , 2L

iv 

Av Bv

(11.18)

şi

(11.19)

icv – produsul rapoartelor de transmitere constante ale mecanismelor din lanţul cinematic principal. Formula pentru calculul numerelor de dinţi ale roţilor de schimb va fi A v (11.20) i v  v  C v as , Bv L în care: vaş este viteza de aşchiere; L – lungimea cursei sculei; Cv – constanta lanţului cinematic principal. Lanţul cinematic de avans circular preia mişcarea din lanţul cinematic principal şi o transmite simultan sculei, sub forma unei mişcări de rotaţie (avans circular, II) şi semifabricatului, mişcarea de rotaţie III. Avansul circular reprezintă mărimea arcului de cerc de rulare a sculei, corespunzător rotirii acesteia la o cursă dublă. Reglarea avansului circular se efectuează cu ajutorul roţilor de schimb care au raportul de transmitere iac. – Fluxul cinematic: ncd – L1 – iac – L2 – k1/z1 – AP – mişcarea de avans circular II (ns). Lanţul cinematic de rulare asigură rularea sculei şi semifabricatului cu cremaliera de referinţă comună, în vederea generării profilului evolventic al dinţilor. – Fluxul cinematic: AP(ns) – z1/k1 – L2 – ir – L3 – k2/z2 – mişcarea de rotaţie a piesei, III(np). – Ecuaţia lanţului de rulare: np= nsicrir . (11.21)

– Condiţia cinematică de rulare: πzpnp = πzsns . (11.22) Expresia formulei pentru calculul numerelor de dinţi ale roţilor de A z schimb va fi (11.23) i r  r  Cr s , Br zp

214

în care zs este numărul dinţilor cuţitului roată; zp – numărul dinţilor piesei ce se danturează; Cr – constanta lanţului cinematic de rulare. Lanţul cinematic de avans radial asigură mişcarea auxiliară de pătrundere a sculei (A1) până la realizarea adâncimii de pătrundere h. Mişcarea este preluată din punctul de legatură L3, reglată prin intermediul mecanismului cu raport de transmitere iar şi aplicată săniei 6 cu ajutorul came K1. Această mişcare se desfăşoară pentru un anumit unghi de rotire al semifabricatului (θp), după care mişcarea de avans radial încetează (figura 11.9). În cazul danturii cu modul mare, adâncimea de aşchiere, h, fiind şi ea mare, se procedează la obţinerea acesteia în două sau trei treceri. În figura 11.10 este prezentat profilul camelor K1 pentru prelucrarea danturii din două sau trei treceri. Unei rotaţii a semifabricatului cu unghiul θp îi corespunde o rotaţie a camei cu unghiul θk.

II(ns) A1

cuţit roată h

270o 90o

III(np) semifabricat

θk h

θp

b)

a)

Fig. 11.9. Mortezarea danturii dintr-o singură trecere: a – cinematica procesului; b – profilul camei.

215

h

h3

h

h1

h1

0

135 1350

900 900

θk

900

h2

h2 a)

b)

Fig. 11.10. Profilul camelor pentru mortezarea danturilor cu modul mare: a – din două treceri; b – din trei treceri. Lanţul cinematic de excamotare asigură retragerea semifabricatului în raport cu scula, în timpul cursei de retragere (de gol), pentru a se reduce uzura (mişcarea auxiliară A2). Frecvenţa mişcării de excamotare trebuie să fie aceeaşi cu cea a mişcării principale. Din acest motiv, lanţul cinematic care corelează cele două mişcări trebuie să aibă raportul de transmitere total egal cu unitatea. În cazul prelucrării roţilor cu dinţi drepţi, scula va avea dantură dreaptă şi va efectua o mişcare rectilinie alternativă în lungul axei semifabricatului. La prelucrarea danturii elicoidale, cuţitul roată trebuie să aibă dinţi elicoidali, cu acelaşi unghi de înclinare, β, ca şi al danturii piesei. Vor fi folosite scule cu elice pe stânga pentru prelucrarea roţilor cu elice pe dreapta şi invers. Pentru prelucrarea dinţilor înclinaţi, este necesară o mişcare suplimentară de rotaţie a sculei pentru ca tăişurile să se deplaseze după traiectoria elicoidală a curbei directoare. Această mişcare este imprimată arborelui principal de către camele elicoidale K31 şi K32, una solidară cu roata melcată şi imprimă cuţitului roată mişcarea de avans circular, iar cealaltă cu arborele principal. Din condiţiile: unghiul de înclinare al dinţilor cuţitului să fie egal cu cel al dinţilor piesei (βs= βp= β) şi pasul elicei sculei să fie egal cu cel al camelor K3 (pes= pek, figura 11.11), rezultă expresia pasului elicei camelor

216

pek  pep

zs , zp

(11.24)

unde pep este pasul elicei dinţilor roţii de prelucrat; zs – numărul dinţilor sculei; zp – numărul dinţilor piesei.

3 β

2

dk

β

pek = pes

βk

a)

2

pes

pep

pes

1

b)

Fig. 11.11. Interdependenţa dintre caracteristicile piesei, sculei şi cama cilindrică K3: 1 – roata dinţată; 2 – cuţitul roată de mortezat; 3 – cama K3, cea care imprimă sculei o mişcare suplimentară de rotaţie pentru generarea dinţilor elicoidali.

11.3. Maşini de rectificat dantură cu disc abraziv biconic Metoda de rectificare a danturii cu ajutorul unui disc abraziv dublu conic, cunoscută şi sub denumirea de „procedeul Niles”, este utilizată la finisarea flancurilor evolventice ale roţilor dinţate cu dinţi drepţi sau înclinaţi (dantură exterioară). Generarea cinematică a

217

flancului dintelui se realizează prin metoda rulării cu dreaptă fixă (figura 11.12) şi divizare discontinuă. M np

ir

ns

1

Rr

vp

MT

N 2

3

Fig. 11.12. Cinematica generării evolventei prin metoda rulării cu dreaptă fixă: 1 – scula (disc abraziv biconic); 2 – roata dinţată; 3 – sanie; M-N – linia de referinţă a cremalierei; Rr – raza cercului de rulare; MT – mecanism de transformare a mişcării. Discul abraziv biconic are în secţiune profilul cremalierei de referinţă. Grosimea discului, considerată pe linia de referinţă M-N, va fi p g   j, (11.25) 2 unde: p este mărimea pasului danturii; j – jocul minim necesar pentru ca în timpul procesului de rectificare a unui flanc discul abraziv să nu intre în contact cu cel opus. Arhitectura şi cinematica maşinii de rectificat dantură cu disc abraziv biconic este reprezentată în figura 11.13. Cinematica acestei maşini constă din următoarele mişcări: - mişcarea principală de rotaţie, I, a discului abraziv; - mişcarea de avans vertical (rectilinie alternativă, II) a săniei port-sculă, 5; - mişcarea de avans circular a semifabricatului (roata dinţată), III; 218

-

mişcarea de avans tangenţial, IV, a săniei port-piesă, 2; mişcarea de rulare a semifabricatului (corelarea mişcărilor III şi IV); mişcarea de divizare a semifabricatului (rotirea acestuia cu unghiul γ = 360o/zp); mişcarea auxiliară, A1, de poziţionare radială a montantului mobil, 8, în raport cu dimensiunea semifabricatului; mişcarea auxiliară, A2, de poziţionare unghiulară a ghidajului săniei port-sculă, 7, cu unghiul de înclinare al danturii ce se rectifică, β.

Lanţul cinematic principal este antrenat de motorul electric M1 şi constă într-o transmisie prin curele. – Fluxul cinematic: M1(n01) – d1/d2 –AP – mişcarea principală de rotaţie, I (ns). Lanţul cinematic de avans vertical (necesar pentru a rectifica flancul dintelui pe toată lăţimea roţii) are la intrare motorul electric M2 care antrenează sania port-sculă, 5, prin intermediul unei cutii de avansuri cu o grupă cinematică şi a unui mecanism cu excentric tip bielă manivelă (EBM), 6. – Fluxul cinematic: M2 – CA – EBM – mişcarea de avans vertical, II. Lanţul cinematic de avans circular, antrenat de motorul electric M3, reglează mişcarea de rotaţie a semifabricatului cu ajutorul lirei cu roţi de schimb iac. – Fluxul cinematic: M3(n03) – L1 – IS – L2 – iac – C1(1) – L3 – C2 – ir – Σ1 – k/z – mişcarea de avans circular, III(np). Lanţul cinematic de avans tangenţial este antrenat tot de motorul electric M3. – Fluxul cinematic: M3 – L1 – IS – L2 – iac – C1(1) – Şt – mişcarea de avans tangenţial, IV.

219

4

5 6

7 8

M1

M2 9 II 10

III(np) 2

CA

I(ns)

3

A2 A1

IV

k/z

Şr C1

Şt Σ 1

1

L3 ir C2

2

2 1

MD

2

L1

M3

m

iac L2 1 IS C3

SCC

id ND Fig. 11.13. Arhitectura şi cinematica maşinii de rectificat dantură: 1 – batiu; 2 – sanie port-piesă; 3 – montant fix; 4 – suportul vârfului mobil; 5 – sanie port-sculă; 6 – mecanism bielă-manivelă; 7 – suport pivotant pentru poziţionare unghiulară; 8 – montant mobil; CA – cutie de avansuri; M1, M2, M3 – motoare electrice; Σ – mecanism de însumare a mişcărilor; MD – mecanism de divizare; SCC – sistem centralizat de comandă; IS – inversor al sensului de mişcare; iac, ir şi id – roţi de schimb pentru reglarea lanţurilor: de avans circular, de rulare, de divizare; C1(2) – poziţie cuplaj pentru deplasări rapide. Lanţul de rulare este un lanţ cinematic închis care corelează mişcările de rotaţie şi de translaţie ale semifabricatului, III şi IV, pentru a rula flancul dintelui pe suprafaţa discului abraziv. – Fluxul cinematic: Şt (nşt) – L3 – C2 – ir – Σ1 – k/z (np). – Ecuaţia lanţului de rulare: np= ns icr ir . (11.26)

220

– Condiţia cinematică de rulare: πmzp np = pşt nşt . (11.27) Aşadar, formula pentru calculul numerelor de dinţi ale roţilor de schimb este A 1 ir  r  Cr , (11.28) Br mz p în care: m este modulul danturii roţii de rectificat; zp – numărul de dinţi ai semifabricatului; Cr – constanta lanţului cinematic de rulare. Lanţul cinematic divizare, acţionat de către motorul electric M3, are la intrare un mecanism, MD, care asigură un număr de rotaţii riguros constant (Ni) pentru fiecare ciclu de divizare. Amplitudinea mişcării de rotaţie a semifabricatului(Np) se reglează cu ajutorul roţilor de schimb (ir). – Flux cinematic: MD(Ni) – id –Σ2 – k/z – mişcarea de divizare (Np=1/zp). – Ecuaţia lanţului de rulare: Np= Ni icr ir . (11.29) Aşadar, formula pentru calculul numerelor de dinţi ale roţilor de schimb este A C id  d  d , (11.30) Bd zp

în care: Ni – număr întreg, constanta mecanismului de divizare; zp – numărul dinţilor semifabricatului; Cd – constanta lanţului cinematic de divizare. Ciclul de lucru al maşinilor de rectificat dantură tip Niles are mai multe secvenţe, conform notaţiilor din figurile 11.14 şi 11.13. 1 – Se rectifică flancul dintelui A, pe porţiunea a-b, rulând roata dinţată pe suprafaţa discului abraziv. Pentru aceasta, inversorul IS se află, de exemplu, pe poziţia 1, cuplajul C1 pe poziţia 1 (mişcarea de avans circular se execută cu viteza reglată prin roţile de schimb iac) cuplajul C2 este închis iar cuplajul C3 este deschis. 2 – Când discul de rectificat ajunge în punctul b, se translatează semifabricatul fără rotire până când contactul se realizează în punctul c al dintelui N. Astfel, se preia jocul, j, dintre discul de rectificat şi celălalt flanc al golului. În acest scop, se deschide cuplajul C2 un timp

221

bine determinat. Cînd dintele N a fost atins, se închide cuplajul C2 şi se inversează sensul de rulare basculând inversorul IS pe poziţia 2. 3 – Din acest moment începe a treia fază a ciclului de lucru care constă în rectificarea dintelui N pe flancul c-d. 4 – Când se ajunge în punctul d, cuplajul C1 se comută pe poziţia 2 (mişcările piesei se vor efectua cu viteză mare) şi începe cea de a patra secvenţă, în care se continuă mişcarea de rulare pentru ca discul de rectificare să iasă din angrenare cu piesa, moment în care se închide, pentru un timp bine determinat, cuplajul C3. În acest moment are loc mişcarea de divizare deoarece roata dinţată primeşte, prin mecanismul diferenţial Σ, o mişcare de rotaţie suplimentară. După divizare, inversorul IS este trecut pe poziţia 1 şi se inversează sensul de rulare. Ca urmare, se reintroduce discul de rectificare în angrenare cu piesa, până cînd se atinge dintele A în punctul e. În acest moment, cuplajul C1 se comută pe poziţia 1. Ciclul de lucru se reia pentru rectificarea flancurilor din următorul gol. Secvenţele ciclului se desfăşoară automat, comanda diferitelor cuplaje este realizată printr-un sistem centralizat de comandă (SCC).

I(ns)

j

II be

d N

A c a f

B

III(np) IV Fig. 11.14. Secvenţele ciclului de rectificare a danturii: A, B,..., N – dinţii roţii; a, b, c, d, e, f – puncte de pe flancurile dinţilor; j – jocul minim dintre flancul dintelui şi discul abraziv.

222

Cap.12. TENDINŢE ÎN PROIECTAREA MAŞINILOR-UNELTE În prezent, cererea de pe piaţă devine tot mai imprevizibilă. Produsele se particularizează iar ciclurile lor de viaţă se scurtează. Sistemele de prelucrare, formate din una sau mai multe maşini-unelte şi echipamentul auxiliar (necesar pentru: manipularea semifabricatelor, controlul dimensiunii şi formei etc.), operează în mod ordonat pentru a prelucra piesele din lotul de fabricaţie în cantităţile şi de calitatea impusă. Un astfel de sistem trebuie să aibă capacitatea de a se adapta la cerinţele schimbătoare ale economiei. În condiţiile globalizării schimburilor comerciale, noţiunea de serviciu prompt şi particularizat a devenit o condiţie obligatorie pentru activitatea de producţie dacă se doreşte ca aceasta să fie competitivă. Principial, deosebim patru variante ale sistemelor de fabricaţie. Sistemul de aşchiere este constituit din una sau mai multe maşini-unelte şi echipamentul auxiliar (pentru manipulare material, control, comunicare) care funcţionează într-un mod coordonat, pentru a produce piese în cantităţile şi la calitatea cerută. Sistemul de prelucrare specializat (DMS) reprezintă un sistem de aşchiere proiectat pentru producerea unei anume piese, şi care utilizează tehnologie cu linie de transfer, cu scule fixe şi automatizare. Obiectivul economic al sistemelor de prelucrare specializate este acela de a fabrica, în cantităţi mari, un anumit reper la un preţ cost cât mai redus şi la un nivel calitativ peste nivelul minim acceptat. DMS sunt utilizate atunci când volumele loturilor de fabricaţie sunt mari şi constante şi piesele nu se schimbă. În mod obişnuit, o maşină specializată utilizată în cadrul unui DMS este proiectată pentru o anumită piesă care trebuie produsă în masă; aceasta este proiectată pentru a realiza o singură operaţie, cu mare siguranţă şi repetabilitate, cu productivitate ridicată. În consecinţă, aceasta este relativ simplă şi puţin costisitoare. Sistem flexibil de prelucrare (FMS). Acest sistem este caracterizat de un sisteme hard şi soft fixe, dar programabile, care 223

asigură schimbările în ceea ce priveşte comenzile de muncă, programele de producţie, regimurile de aşchiere pentru câteva tipuri de piese. Obiectivul economic al sistemelor flexibile de prelucrare este acela de a face posibilă fabricarea la costuri eficiente, în acelaşi sistem, în cantitatea şi la calitatea dorită, a unor tipuri diferite de piese a căror fabricaţie, deşi alternează, necesită un timp redus de pregătire a fabricaţiei. Sistemele flexibile de prelucrare fac posibilă prelucrarea unei varietăţi de produse (flexibilitate) în acelaşi sistem. Maşinile utilizate în cadrul FMS sunt proiectate pentru a realiza, cele mai multe operaţii, în mod flexibil; aceste maşini flexibile sunt comandate numeric de un computer (CNC) şi pot produce multe piese diferite, prin modificarea programelor de calculator. Siguranţa, repetabilitatea şi productivitatea ridicată devenind impuse pentru liniile de fabricaţie în masă, maşinile flexibile proiectate pentru a lucra în astfel de condiţii sunt relativ scumpe şi de aceea aceste sisteme s-au bucurat de un succes limitat. În acest sens, sistemele FMS dezvoltate in ultimii douăzeci de ani: a) sunt scumpe, deoarece în multe cazuri includ mai multe funcţii decât sunt necesare; b) utilizează sisteme de soft neadecvate, ştiut fiind că folosirea de soft-uri specifice; utilizatorului este extrem de scumpă; c) nu sunt suficient de fiabile; d) sunt expuse uzurii morale datorită avansării tehnologiei vizavi de sistemul rigid soft/hard. Marele risc ca un sistem de producţie scump să devină demodat este una din cele mai mari probleme ale prelucrătorilor. Pentru ca progresele în computere, informaţie, prelucrare, control, sisteme optice, motoare de înaltă viteza, acţionările liniare şi materialele survin la intervale scurte, de 6 luni, cel mai eficient sistem de producţie de azi poate deveni ineficient după un scurt timp. Mai mult, pieţele care azi sunt dictate de client şi larga conştientizare asupra aspectelor legate de mediu, conduc spre o şi mai rapidă introducere a noilor produse. Adaptarea sistemelor de producţie existente către noi produse este lentă iar lansarea unui nou sistem poate lua mult timp (până la 2 ani pentru un sistem de aşchiere).

224

12.1. Depăşirea limitelor Pentru a rezolva acestor limitări, tehnologia viitoare a sistemelor de prelucrare trebuie să întrunească următoarele obiective, care sunt deasupra celor din cazurile producţiei de masă, de serie redusă, sau flexibilă: - reducerea timpului de realizare (inclusiv timpul de încărcare) necesar pentru lansarea noilor sisteme de prelucrare şi reconfigurarea sistemelor existente; - rapida îmbunătăţire şi integrarea rapidă a noii tehnologii de proces şi a noii funcţionalităţi în cadrul sistemele existente. 12.1.1. Sisteme de prelucrare reconfigurabile Sistemele de prelucrare reconfigurabile sunt sisteme de aşchiere care pot fi create prin încorporarea de module de prelucrare de bază – atât hard cât şi soft – care să aibă capacitatea fi rearanjate sau reamplasate stabil si rapid. Acestea au ca element comun acelaşi batiu. Reconfigurarea va permite adăugarea, înlocuirea sau modificarea capabilităţilor de proces specifice, a echipamentelor de control, ale softului, sau ale structurii maşinii, astfel încât să se ajusteze capacitatea de producţie în funcţie de schimbarea cerinţelor de pe piaţă sau a tehnologiei. Acest tip de sistem va conferi flexibilitate adecvată pentru o anumită familie de piese şi va fi pe sistemul deschis /închis astfel încât să fie mai eficient a îmbunătăţi, dezvolta sau reconfigura utilajul decât a-l înlocui. Scopul sistemelor de prelucrare reconfigurabile este de a oferi funcţionalitatea şi capacitatea care se doreşte. Un sistem de prelucrare reconfigurabil este proiectat pentru adaptarea rapidă a capacităţii de producţie şi funcţionalităţii, ca răspuns la circumstanţe noi, prin rearanjarea sau schimbarea componentelor lui. Componentele pot fi maşini sau sisteme de transport pentru toate sistemele de producţie, mecanisme pentru maşini, alţi senzori sau noi algoritmi de control. Prin circumstanţe noi se înţelege: schimbarea cererii de produs, producerea unui nou tip de produs pe un sistem existent, integrarea unei tehnologii noi de proces în sistemul de prelucrare existent.

225

Un sistem de prelucrare reconfigurabil trece dincolo de obiectivele celor flexibile prin:  reducerea timpului necesar pentru lansarea noilor sisteme sau reconfigurarea celor existente;  modificarea rapidă a tehnologiei de prelucrare sau integrarea unor funcţii noi în sistemele existente. Sistemele de prelucrare reconfigurabile nu vor fi mai scumpe decât sistemele de prelucrare flexibile sau chiar decât liniile de transfer specializate. Spre deosebire de alte tipuri de sisteme, scopul sistemelor de prelucrare reconfigurabile este acela de a putea fi setate la exact capacitatea de producţie şi la funcţionalitatea dorită şi pot fi dezvoltate (în ce priveşte atât capacitatea cât şi funcţionalitatea) în viitor, când va fi necesar. Funcţionalitatea extinsă permite producţia unor piese de configuraţie mai complexă şi fabricarea unei varietăţi de tipuri de piese, pe acelaşi sistem; aceasta va fi asociată cu adăugarea de capabilităţi de sistem, dispozitive auxiliare, mişcări pe mai multe axe, magazii de scule mai mari şi regulatori scumpi. În cazul pieţelor saturate şi din cauza presiunii sporite a concurentei globale, sunt cazuri în care liniile specializate nu funcţionează la deplina capacitate, ceea ce creează pierderi. Pe de altă parte, sistemele flexibile sunt construite cu toata flexibilitatea şi funcţionalitatea disponibilă, chiar dacă, în unele cazuri, acestea nu erau necesare la momentul instalării. Logica acestui tip de management este „să cumperi ceva în cazul în care într-o zi ar putea fi necesar”. În aceste cazuri, capitalul „va hiberna” în atelier o perioadă de timp, un anumit procent din uzura morală nu va putea fi recuperat datorită inactivităţii şi, în consecinţă, o parte însemnată din investiţia de capital va fi irosită. Sistemul de prelucrare reconfigurabil are avantajul că funcţionalitatea şi capacitatea sa nu sunt fixe. La proiectarea acestor sisteme se are în vedere utilizarea unor hard-uri şi soft-uri reconfigurabile, astfel încât capacitatea şi/sau funcţionalitatea sa pot fi schimbate în timp, spre deosebire de alte sisteme de prelucrare care au un hard şi un soft fix. Este evident că tendinţele curente în comanda structurilor de tip deschis (soft reconfigurabil) şi în maşinile modulare (hard reconfigurabil) sunt cheia pentru tehnologia de tip sistemele de prelucrare reconfigurabile.

226

Caracteristicile cheie ale unui sistem de prelucrare reconfigurabil sunt: modularizarea, integrabilitatea, conversibilitatea, particularizarea şi diagnozabilitatea. Modularizarea presupune proiectarea tuturor componentelor, atât soft cât şi hard, în varianta modulară. Integrabilitatea sistemelor de prelucrare reconfigurabile se asigură încă din faza de proiectare, astfel încât, sistemele şi componentele lor să aibă asigurată capacitatea de integrare imediată dar, în acelaşi timp, să permită introducerea, în viitor, a unei noi tehnologii. Conversibilitatea. Această caracteristică permite comutarea rapidă a producţiei de la un produs la altul, existente în fabricaţia curentă, dar şi o reconfigurare rapidă a sistemului pentru repere viitoare. Particularizarea presupune asigurarea din faza de proiectare a capabilităţii şi flexibilităţii sistemului (hardware şi comenzi) care să-i permită prelucrarea produselor dintr-o familie. Diagnozabilitatea este proprietatea sistemelor de prelucrare reconfigurabile care permite identificarea şi estimarea rapidă a indicatorilor de fiabilitate care influenţează nivelul de calitate al produselor fabricate. Caracteristicile de mai sus permit ca sistemele de prelucrare reconfigurabile să nu aibă capacitate sau funcţionalitate rigidă şi, astfel, ele pot fi considerate sisteme scalabile. Structura modulară a componentelor sistemului este cea care permite scalabilitatea fizică, în timp ce tehnicile de comandă moderne, cu arhitectură deschisă, sunt principalul instrument pentru asigurarea scalabilităţii logice sau soft. Scalabilitatea capacităţii reprezintă abilitatea de adaptare la o cerere variabilă a pieţei. O problemă tipică de scalabilitate a capacităţii este cea concretizată în următoarea interogaţie triplă: când, unde şi cu cât trebuie modificată capacitatea sistemului de fabricaţie. Înainte de apariţia sistemelor de prelucrare reconfigurabile, orizontul acestei probleme se limita la extinderea capacităţii; în faza ulterioară, scalabilitatea capacităţii se referă inclusiv la reducerea capacităţii. O altă diferenţă majoră între cele două tendinţe este posibilitatea ca sistemele de prelucrare reconfigurabile să-şi modifice capacitatea nu numai la nivel de sistem, ci şi la nivel de maşină, datorită modularizării şi sistemelor de comandă deschise. Costul extinderii de capacitate este, în mod tradiţional, justificat de economiile făcute la 227

nivelul capacităţii extinse. În cazul sistemelor de prelucrare reconfigurabile, se consideră că modificarea capacităţii este justificată de reducerea costurilor pierderilor, din moment ce capacitatea este suplimentată atunci când este necesar şi aceasta scade costurile legate de capacităţile utilizate deficitar; cu alte cuvinte, se poate dispune, în orice moment, exact de capacitatea impusă de cerinţele pieţii. Această caracteristică a sistemelor de prelucrare reconfigurabile reprezintă un mare avantaj în raport cu sistemele flexibile de prelucrare. Eficienţa economică adusă de scalabilitatea capacităţii şi scalabilitatea funcţională a sistemelor reconfigurabile de prelucrare, este obţinută prin aplicarea conceptului „economie de posibilităţi”. 12.1.2. Comparaţii între sistemele de prelucrare Sistemele de prelucrare reconfigurabile nu vor fi mai scumpe decât sistemele de prelucrare flexibile sau chiar decât liniile de transfer specializate. Spre deosebire de alte tipuri de sisteme, scopul RMS este de a putea fi setate la exact capacitatea de producţie şi funcţionalitatea dorite iar aceste caracteristici să poată fi dezvoltate în viitor în funcţie de necesităţi. Funcţionalitatea extinsă permite producţia unor tipuri mai complexe de piese şi producerea unei varietăţi de tipuri de piese, pe acelaşi sistem; aceasta va fi asociată cu adăugarea de capabilităţi de sistem, dispozitive auxiliare, mişcări pe mai multe axe, magazii de scule mai mari etc. Aşa cum se vede în figura 12.1, liniile de transfer specializate au o capacitate înaltă dar funcţionalitate limitată. Ele sunt eficiente din punct de vedere al costurilor atâta timp cât produc doar câteva tipuri de piese şi cererea depăşeşte oferta.

228

Capacitate (piese / an) DMS RMS

FMS

Funcţionalitate (varietate de produse)

Fig. 12.1. Câteva tipuri de sisteme de prelucrare în coordonate capacitate – funcţionalitate În cazul pieţelor saturate şi din cauza presiunii sporite a concurentei globale, sunt cazuri în care liniile specializate nu funcţionează la deplina capacitate ceea ce creează pierderi. Pe de altă parte, sistemele flexibile sunt construite cu toata flexibilitatea şi funcţionalitatea disponibilă, chiar dacă, în unele cazuri, acestea nu erau necesare la momentul instalării. Logica din spatele acestei situaţii este „să cumperi ceva în cazul în care într-o zi ar putea fi necesar”. Totuşi, în aceste cazuri capitalul „hibernează” în atelier şi o parte însemnată din investiţia de capital este irosită. Aceste două tipuri de pierderi vor fi eliminate cu tehnologia RMS. În primul caz, RMS permite adăugarea unei capacităţi suplimentare atunci când cererea de pe piaţă o impune. Dacă ne referim din nou la echilibrul dintre capacitate raportată la funcţionalitate (figura 12.1), vedem că RMS poate, în multe cazuri, să ocupe o zona de mijloc între DMS şi FMS. În funcţie de natura modulelor din structură, RMS poate să derive fie din DMS fie din FMS. De exemplu, un RMS poate fi proiectat pornind de la o maşină CNC ca bloc de bază a construcţiei. Asta presupune o evoluţie a unui FMS existent, prin costuri mai scăzute, o viteză mai mare, maşiniunelte CNC cu scule modulare, care sa aibă, de asemenea, un sistem integrat de măsurare care să asigure calitatea produsului. În altă conjuctură, un RMS poate fi proiectat, mai degrabă, cu module ale 229

sistemului de acţionare decât cu maşini CNC, ca blocuri de bază de construcţie. Aceasta ar reprezenta o evoluţie a unui DMS spre RMS. În timp ce un RMS se poate situa între un DMS şi un FMS, în ceea ce priveşte capacitatea şi funcţionalitatea (figura 12.1), aceasta nu este caracteristica sa dominantă. Trăsătura cheie a RMS este că, spre deosebire de DMS şi de FMS, capacitatea şi funcţionalitatea sa nu sunt fixe. RMS-ul va fi proiectat prin utilizarea unor hard-uri şi softuri reconfigurabile, astfel încât capacitatea şi/sau funcţionalitatea să poată fi schimbate în timp şi, spre deosebire de alte sisteme de prelucrare, nu au un hard şi un soft fix. Este evident că tendinţele curente în comanda structurilor de tip deschis (soft reconfigurabil) şi în maşinile modulare (hard reconfigurabil) sunt cheia pentru tehnologia de tip RMS. 12.1.3. Perspective istorice În cele ce urmează, va fi prezentat, într-o perspectivă istorică, un rezumat al schimbărilor în sistemele de management, cu privire la tehnicile de prelucrare şi nivelul contribuţiei factorului uman. a) Sistemul de management şi resursele umane Ca răspuns la schimbările din economia globală şi pentru păstrarea competitivităţii, au existat masive restructurări cum ar fi trecerea de la structura înalt centralizată la managementul în echipă, rolul diminuat al managementului de mijloc şi noi cerinţe de calificare (cum ar fi forţa de muncă policalificată). Schimbările de mai sus sunt necesare, în parte, pentru a utiliza cele mai noi cuceriri din tehnologia comunicaţiei şi informaţiei. Noile progrese ale tehnicii au un impact major asupra rolului omului în procesul de prelucrare. Trebuie remarcat că, prelucrarea reprezintă un efort combinat al omului şi a maşinii care interacţionează în maniera necesară obţinerii unui scop final, care este produsul. În această privinţă, există două concepţii opuse care reflectă cele două extreme ale nivelului de automatizare a procesului de prelucrare: - prima, în perspectiva căreia omul este considerat ca o sursă de erori şi de aceea automatizarea extensivă a prelucrării este de dorit şi, - a doua, care întrevede în om soluţia de rezolvare a erorilor; această poziţie acreditează ideea că există întotdeauna roluri pe care le

230

poate juca factorul uman în procesul de producţie şi subliniază necesitatea de forţei de muncă policalificată. b) Etape de evoluţie ale activităţii de prelucrare a metalelor O trecere în revistă a literaturii de specialitate sugerează că sunt puncte de vedere diferite în ceea ce priveşte clasificarea perioadelor de dezvoltare în domeniul prelucrărilor prin aşchiere şi deformare plastică la rece a metalelor. Totuşi, s-a admis că evoluţia tehnicilor de prelucrare poate fi împărţită convenabil în trei mari epoci: pre CNC, CNC şi epoca cunoaşterii. Epoca pre CNC (până în 1960). În perioada pre CNC, cele mai multe dintre maşini şi acţionarea lor erau mecanice. În producţie, liniile de transfer erau utilizate pentru a reduce costurile, prin utilizarea elementelor interschimbabile. Exista o concurenţă locală, nu existau cereri pentru varietăţi de produse (perioade lungi de un singur produs) şi nu existau tendinţe de integrare în sistemele de producţie. Epoca CNC (1960-1990). Inventarea maşinilor cu comandă numerică (NC) şi evoluţia lor ulterioară (CNC, DNC) a afectat dramatic prelucrarea. Acestea au avut un impact major asupra nivelurilor de producţie, au îmbunătăţit calitatea pieselor (ca urmare a unui control mult mai eficient al maşinii) şi au asigurat integrare mai uşoară. În consecinţă, au apărut sisteme şi tehnici de prelucrare cum ar fi: - sistemele flexibile de prelucrare (FMS); - tehnicile japoneze de producţie: - Kaizen („îmbunătăţire continuă”); -„Exact la timp” (JIT, eliminarea/minimizarea stocului); - prelucrarea economică (eliminarea risipei, reducerea costurilor şi îmbunătăţirea calităţii); - Total Quality Management (TQM, o comunicare sporită şi mai rapidă cu clienţii pentru a satisface prompt cerinţele acestora). La o examinare mai îndeaproape a tehnicilor de prelucrare iniţiate în această perioadă (de exemplu: FMS, prelucrare economică, JIT), se poate observa că în dezvoltarea conceptelor de bază maşinaunealtă este considerată ca o singură entitate. Totuşi, noile maşiniunelte ar trebui să aibă structuri modulare, încât să asigure sistemelor de prelucrare mijloacele necesare pentru o integrare rapidă şi restructurare, aşa cum este necesar pentru un răspuns rapid către piaţa

231

fluctuantă. Infrastructurile pentru tehnicile de prelucrare mai înainte menţionate, cum ar fi soft, hard, comandă, elemente de comandă, manipulări de materiale, comunicaţii şi maşini, nu ajută la producerea acestor schimbări. Unii ar putea susţine că aceste tehnici de prelucrare pot fi modificate pentru a se adapta la schimbările necesare (exemplul tipic al recentelor tentative de a combina JIT/FMS sau Lean/FMS care se completează unul pe altul) pot fi găsite în literatură, dar aceste încercări eşuează pur şi simplu pentru că este nevoie de o schimbare fundamentală, pornind de la nivel cel mai de jos (de exemplu, maşina). Epoca cunoaşterii (post 1990). Această perioadă este caracterizată de o concurenţă globală intensificată şi de progres în tehnologia informaţiei şi cea a computerelor. Un progres rapid a fost făcut în zone cum ar fi sistemele de management al informaţiei, dezvoltarea de programe de aplicaţii pentru scopuri diverse, progrese în sistemele de comunicaţie (hardware şi software), pătrunderea tehnologiei computerizate în diferite domenii. De aceea, concurenţa globală şi tehnologia informaţiei sunt forţele care acţionează în spatele recentelor schimbări înregistrate în domeniul prelucrării metalelor. Dorinţa producătorilor este de a răspunde mai rapid la cerinţele pieţei, prin fabricarea unor produse de o calitate mai înaltă, la costuri cât mai scăzute şi în cantităţi oricât de mici. Tendinţele generale în diferitele sectoare ale fabricaţiei, pot fi rezumate astfel :  a existat o restructurare masivă la toate nivelurile de organizare ca răspuns la globalizarea economiei şi la noile condiţii de piaţă;  sistemele de management au evoluat de la structuri ierarhice la sisteme de palier iar rolul managementului mijlociu (intermediar) este redus (de exemplu: înlăturarea obstacolelor şi asigurarea de căi directe de comunicaţie între nivelurile înalte şi cele joase pentru o reorganizare mai rapidă şi transfer de informaţii în timp real);  restructurarea organizării subliniază schimbarea de la înalta centralizare la echipe de muncă descentralizate (în esenţă, crearea de module şi împărţirea sarcinilor între membrii acestora pentru a dezvolta flexibilitatea, integrarea);  factorul uman ar trebui să dobândească multiple calificări (în mod continuu), care să-i permită să participe la discuţii în grup 232

şi să răspundă corect nevoilor sistemului (cunoştinţe, luarea deciziei şi înţelegerea sunt mutate de la vârf către bază). Se observă, în general, că toate aceste tendinţe sunt către modularizare, autonomie, auto-suficienţă la cele mai scăzute niveluri posibile, (de exemplu, membrii unei structuri). Acestea sunt caracteristicile esenţiale ale unei organizări moderne, dinamice. Ele oferă sistemului avantajele integrării rapide şi uşoare, evoluţia continuă, structura adaptabilă, şi perfecţionarea continuă. Într-un mod similar, ele sunt cerinţe ale noii abordări asupra fabricaţiei, astfel încât să poată răspunde corect noilor condiţii de piaţă, caracterizate prin fluctuaţii largi în cererea de produse şi volume mai mici de produse. Ar trebui subliniat că, într-un mediu modern de fabricaţie, computerele şi sistemele de informaţii pot fi privite, în parte, ca o interfaţă între celelalte două elemente: mintea umană (virtuală şi cu posibilităţi de acţiune limitate fizic) şi maşinile (ca elemente fizice care realizează adevărata muncă fizică). Tehnologia computerelor a evoluat enorm în ultima decadă a mileniului. Cu oarecare întârziere, structurile organizatorice şi-au dat seama de nevoia de schimbare şi au trecut la utilizarea computerului şi a IT-lui. În ciuda tuturor acestor schimbări dramatice, tehnicile de fabricaţie şi maşinile-unelte au rămas aceleaşi. La o examinare atentă a tehnicilor de fabricaţie prezentate, se poate observa că:  ele nu posedă o structură modulară, în ceea ce priveşte software/hardware. De aceea, ele nu sunt mereu suficient de flexibile şi nu se pot alinia la schimbări rapide;  nivelul de modularizare la cote realist de înalte, în contrast cu cererea de modularizare al celui mai simplu element (de exemplu, FMS nu sunt foarte modulare la nivel de celulă, chiar şi maşinile-unelte existente nu sunt modulare la nivel de componente); aceasta face dezvoltarea şi integrarea noilor componente destul de complicată;  sunt riscuri determinate de integrarea sistemelor de informaţii şi a softului de comandă; principala cauză o constituie structurile de comandă ale sistemelor curente de fabricaţie care sunt supracentralizate (hardware, software); de aceea, integrarea noilor module, diagnoza şi întreţinerea lor constituie probleme de mare complexitate.

233

Este dificil să se anticipeze tendinţele pe termen lung în evoluţia sistemelor de fabricaţie, câtă vreme schimbările se produc într-un ritm atât de rapid. Totuşi, progresul în fabricaţie nu se poate înregistra fără maşini-unelte şi echipamente adecvate. Maşinile-unelte sunt supuse unor schimbări fundamentale în ceea ce priveşte structura lor (modulară), componentele (regulatoare, hardware/software, axe, scule aşchietoare) şi senzorii. RMS reclamă o activitate de proiectare atât la nivel de maşină, cât şi la nivel de sistem. Aşa cum s-a arătat anterior, proiectarea trebuie sa fie modulară, integrabilă, particularizată, conversibilă şi diagnozabilă pentru a asigura reconfigurarea şi lansarea producţiei. Proiectarea modulară a componentelor maşinii, un sistem de reglare cu arhitectură deschisă şi metodele pentru reutilizarea rapidă şi eficientă a unor astfel de module sunt factorii-cheie care conduc la naşterea unei maşini-unelte reconfigurabile (RMT). Componentele maşinii (module structurale, module de acţionare etc.) şi componentele sistemului de reglare (servo-control, algoritmi de compensare termică) trebuie catalogate şi înmagazinate pentru reutilizare, iar noile module trebuie adăugate la catalog, pe măsură ce sunt create. Mai departe, aceste module trebuie configurate într-una sau mai multe configuraţii fezabile. Softul de planificare a procesului pentru maşinile reconfigurabile este folosit pentru planificarea operaţiilor de procesare (succesiunea operaţiilor de aşchiere, adâncimile de aşchiere, avansurile şi vitezele de lucru). Apoi, un proiect optim, bazat pe specificaţii la nivel de sistem, va fi selectat dintre proiectele fezabile propuse, generate de soft-ul de proiect al RMS la nivel de maşină. Câteva dintre cerinţele-cheie ale cercetărilor efectuate în activitatea de proiectare la nivel de maşină sunt:  dezvoltarea principiilor fundamentale şi a tehnicilor pentru proiectarea şi analiza maşinilor reconfigurabile alături de sistemele de comandă ale acestora;  proiectarea şi dezvoltarea unui set de maşini reconfigurabile simple şi sisteme de comandă care să producă rapid două piese diferite pentru susţinerea conceptului.

234

12.2. Maşini-unelte reconfigurabile Maşinile-unelte reconfigurabile (RMT) sunt proiectate cu o flexibilitate particularizată, de exemplu, flexibilitatea necesară pentru a produce o anumită familie de piese. Pentru o anumită familie de piese, RMT poate presta, cu mare siguranţă, repetabilitate şi înaltă productivitate, un set prestabilit de operaţii specifice. Flexibilitatea limitată, particularizată, permite atât reducerea costurilor investiţionale cât şi o reacţie rapidă atunci când un produs este înlocuit de altul. Ambele aspecte reprezintă beneficii economice. Aceste maşini vor fi folosite în cadrul liniilor de fabricaţie de tip RMS. Aşadar, este necesar să se extindă conceptul RMS de la nivelul sistemului de fabricaţie la nivelul maşinii-unelte. Conceptele proiectării RMT sunt studiate având ca obiectiv dezvoltarea „maşinilor reconfigurabile modulare”. Caracteristicilecheie ale proiectării maşinilor modulare pot fi exprimate concentrat prin: descompunere, standardizare şi interschimbabilitate. Proiectarea RMS se bazează pe un set de principii care îi permit sistemului să se adapteze la noile cerinţe de producţie prin substituirea, adăugarea sau eliminarea de elemente în/din sistem. Aşchierea, măsurarea şi asamblarea reprezintă diferite categorii de procese tehnologice. Totuşi, principiile specifice de proiectare a RMT sunt similare pentru oricare dintre acestea. 12.2.1. Principiile de proiectare a RMT O entitate RMT este o maşină proiectată pentru a asigura desfăşurarea unui proces tehnologic de fabricare a diferitelor piese aparţinând unei anumite familii. Proiectarea unei RMT este corespunzătoare dacă maşina are capacitatea de a gestiona schimbările care se impun prin proceduri cât mai simple. Principiile de proiectare ale RMT decurg din filozofia RMS. RMT sunt proiectate, în principal, pentru a fi utilizate în cazul fabricaţiilor de masă. RMT sunt proiectate pentru a permite o flexibilitate particularizată simultan cu o fabricaţie şi un control eficient, pentru o familie de piese. O maşină este clasificată ca RMT dacă proiectarea sa satisface principiul de bază (1) şi câteva dintre principiile complementare enumerate în continuare (2,...,6): 235

1. să aibă ca destinaţie o anumită familie de piese; 2. flexibilitate particularizată; 3. conversibilitate uşoară şi rapidă; 4. să deţină atributul de scalabilitate (să permită adăugarea sau eliminarea de elemente pentru a mări productivitatea sau eficienţa operaţiilor); 5. să fie caracterizată de o capacitate de reconfigurare care să-i permită să opereze în mai multe posturi ale liniei de fabricaţie, îndeplinind diferite sarcini, dar având aceeaşi structură de bază; 6. să aibă ca fundament conceptual modularizarea, în special prin utilizarea de blocuri funcţionale comune şi interfeţe comune. Comentarii a) Primul principiu trebuie îndeplinit în mod necesar pentru ca o maşină să poată fi considerată RMT; oricare dintre celelalte cinci principii conferă specificitatea acestei categorii de maşină-unealtă. b) Prin familie de piese, în accepţia principiului 1, se înţelege o mulţime de piese având caracteristici similare. Prin caracteristică se înţelege oricare dintre proprietăţile distinctive ale unei piese, de exemplu: material, geometrie, formă sau culoare; în funcţie de caracteristică, similaritatea poate fi dificil de apreciat. Două piese pot fi considerate similare în raport cu un set de proprietăţi, dar diferite dacă se au în vedere alte proprietăţi. În general, când este vorba de piese care urmează a fi prelucrate, sunt luate în considerare ca proprietăţi: geometria şi forma. Chiulasele diferitelor motoare termice pot fi considerate o familie de piese. De asemenea, unele tipuri de blocuri motoare pot forma o familie de piese. Totuşi, o chiulasă şi un bloc al aceluiaşi motor ar putea să aparţină aceleiaşi familii de piese. În general, definirea unei familii de piese este lăsată la latitudinea fiecărui fabricant care, astfel, are posibilitatea de a defini propriile sale familii de piese şi de a proiecta RMT potrivit necesităţilor sale. c) Flexibilitatea particularizată, menţionată în principiul 2, semnifică faptul că o maşină posedă doar o doză limitată de flexibilitate, în legătură cu un număr de trăsături specifice, după cum rezultă din specificaţiile de proiectare. Prin flexibilitate generalizată se înţelege faptul că o singură maşină flexibilă poate avea de-a face cu un diversitate mare de caracteristici, ca în cazul maşinilor-unelte CNC.

236

d) Conversibilitatea uşoară şi rapidă sugerează că pentru o anumită RMT ar trebui proiectată o astfel de configuraţie care să-i permită schimbarea uşoară şi rapidă a elementelor componente, adăugarea sau eliminarea unor elemente şi timpi foarte mici pentru reglaje. Proiectantul trebuie să anticipeze metodele pentru reconfigurarea maşinii. De asemenea, trebuie să decidă cum să fie permis accesul rapid la piesele de asamblare şi la conectori, cum să proiecteze mai multe locaţii opţionale pentru diferite componente ale maşinii şi cum să automatizeze aceste procese pentru ca ele să se poată desfăşura repede şi cu precizie. e) Capacitatea de reconfigurare se referă la necesitatea ca proiectarea structurală de bază a unei RMT să permită schimbări de configuraţie în vederea amplasării maşinii în diferite locaţii ale liniei de fabricaţie. În fiecare locaţie, RMT va fi reconfigurată pentru a îndeplini sarcini specifice. Cu alte cuvinte, aceeaşi RMT, ca bază, poate include elemente structurale diferite: arbori principali, senzori, în acelaşi timp cu diferite configuraţii soft. f) Principiul proiectării modularizate nu este nou. Acesta a fost utilizat în activitatea de proiectare a maşinilor-unelte agregat precum şi în cazul echipamentelor tehnologice (ştanţe, matriţe, dispozitive etc.). În contextul de faţă, modularizarea trebuie să permită reconfigurarea eficientă a maşinii. Interfeţele mecanice, electrice, de control şi software standard trebuie să permită integrarea rapidă a elementelor comune care au fost proiectate sau selectate anterior. Într-o variantă simplistă, în figura 12.2 sunt prezentate etapele de evoluţie pentru un echipament utilizat la operaţiile de montaj.

237

12.2.2. RMT pentru prelucrarea blocurilor motoare şi a chiulaselor a)

S2

b) Sx

S1

S2

Sk

c)

Fig. 12.2. Etapele de evoluţie ale unui echipament utilizat în cadru proceselor tehnologice de montaj: a – specializat (D); b – flexibil (F); c – reconfigurabil (R).

Cercetătorii de la Engineering Research Center for Reconfigurable Manufacturing Systems (ERC-RMS), University of Michigan Ann Arbor, USA au dezvoltat şi analizat mai multe variante constructive de RMT. În continuare va fi prezentată una dintre acestea, RMT „de tip arc”.

238

a) Structura şi cinematica RMT „de tip arc” RMT „de tip arc”, prezentată în figura 12.3, a fost proiectată pentru o familie de piese cu suprafeţe înclinate, din care fac parte blocurile motoare şi chiulasele. 6 7

8 9 10

V

11

5

12 I

IV

13 14

4

II

III

3 2

15 1

Fig. 12.3. Arhitectura şi cinematica maşinii-unelte reconfigurabile „de tip arc” (RMT): 1 – batiu; 2 – montant; 3 – şurub pentru poziţionare verticală; 4 – sanie verticală; 5 – ghidaje circulare; 6,7,10 – motoare de acţionare; 8 – sanie pentru repoziţionare unghiulară; 9 – şurub pentru avans axial; 11 – sanie pentru avans axial; 12 – arbore principal; 13 – semifabricat (bloc motor, chiulasă); 14 – sanie longitudinală; 15 – şurub pentru poziţionare longitudinală.

239

Aceasta a fost proiectată pentru o linie de producţie de masă, atât pentru frezare cât şi pentru găurire şi filetare pe suprafeţe înclinate. Maşina controlează trei grade de libertate: pe ghidajele montantului vertical 2, pe direcţia axei arborelui principal şi pe direcţia ghidajelor săniei longitudinale. O mişcare auxiliară, suplimentară, este cea care permite reconfigurarea poziţiei unghiulare a arborelui principal într-una dintre cele cinci poziţii predestinate, pentru a înlesni prelucrarea suprafeţelor cu diferite înclinări. Astfel, RMT „de tip arc” este o maşină neortogonală care poate avea caracteristici diferite pentru fiecare reconfigurare a maşinii. Maşina este proiectată să poată găuri, fileta şi freza pe suprafeţe înclinate, în aşa fel încât axa sculei să fie perpendiculară pe suprafaţa prelucrată. b) Aplicarea principiilor de proiectare ale RMT la maşina „de tip arc” RMT „de tip arc” a fost concepută pentru o familie de piese cu suprafeţe înclinate din componenţa motoarelor V6 sau V8. Pe parcursul prelucrării acestor piese este nevoie de găurire, filetare şi frezare pe suprafeţe înclinate. Uzual, liniile de fabricaţie specializate sunt destinate producerii în masă a unui reper. Maşinile care lucrează pe liniile specializate sunt, la rândul lor, specializate – spre exemplu, sunt construite pentru un unghi bine precizat de înclinare al arborelui principal şi realizează un singur tip de prelucrare, găurire sau frezare. Introducerea RMT „de tip arc” va permite transformarea unei linii de fabricaţie specializate într-o linie reconfigurabilă, care va permite producerea unei familii de piese, cu diferite unghiuri de înclinare, fără înlocuirea maşinilor. RMT „de tip arc” a fost concepută doar pentru flexibilitate particularizată; unghiul de înclinare poate fi modificat între -15º şi 45º în paşi de 15º, după cum se poate observa în figura 12.3. RMT „de tip arc” este caracterizată de conversibilitate uşoară şi rapidă prin deplasarea arborelui principal de la un unghi la altul prin intermediul unui mecanism acţionat mecanic şi prin fixarea sa într-o locaţie precisă. Când sania 8 va ajunge în poziţia unghiulară selectată, aceasta va fi rezemată pe blocurile de poziţionare ataşate platoului în arc de cerc şi blocată pe poziţie pentru a avea o rigiditate mai bună şi o precizie de lucru mai mare.

240

Cap.13. MENTENANŢA MAŞINILORUNELTE 13.1. Fiabilitate 13.1.1. Competitivitatea produselor Toate activităţile umane (producţia de bunuri materiale, spirituale, prestări servicii etc.) sunt atât mai competitive cu cât satisfac mai bine potenţialii beneficiari. Extinderea relaţiilor economice la scară naţională şi, mai ales, internaţională a accentuat lupta pentru creşterea competitivităţii. Până în anii ’50, cel mai important factor a fost realizarea unor produse la un preţ cât mai mic, utilizând forţă de muncă mai ieftină. Apoi, până prin anii ’80, preţul produselor a continuat să fie un factor de competitivitate realizat prin creşterea productivităţii în urma automatizării producţiei. În ultimele decenii, ponderea cea mai mare asupra competitivităţii au avut-o creşterea calităţii produselor şi a capacităţii de adaptare a producţiei la cerinţele pieţei. În conformitate cu STAS 8402/1986, calitatea prezintă măsura în care un produs sau serviciu, prin ansamblul caracteristicilor sale:  tehnice (proprietăţi fizice, chimice, biologice etc.),  economice (cheltuieli de fabricaţie şi de exploatare a produsului),  de funcţionare (comoditatea şi siguranţa în exploatare),  sociale (estetica formelor şi culorilor, gradul de finisare, parametrii ecologici), satisface cerinţele pentru care a fost fabricat. Evoluţia unui produs este caracterizată de următoarele etape: 1. prospectarea pieţei (marketing); 2. cercetarea ştiinţifică; 3. proiectarea, execuţia şi omologarea prototipului; 241

4. definitivarea documentaţiei tehnice; 5. pregătirea fabricaţiei (întocmirea tehnologiei de execuţie a reperelor, proiectarea, executarea şi omologarea sculelor, dispozitivelor şi verificatoarelor cerute în tehnologie, asigurarea cu materii prime şi materiale); 6. procesul de fabricaţie propriu-zis; 7. controlul tehnic al produselor, inclusiv probe şi încercări; 8. livrarea produsului către beneficiar; 9. confruntarea produsului cu cerinţele pieţei; 1* reluarea cercetării ştiinţifice pentru un nivel competitiv superior. Reluarea acestui ciclu este dependentă de dinamica vânzărilor, conform graficului prezentat în figura 13.1. Astfel, în intervalul de timp 0-a, volumul vânzărilor produsului P va creşte până va atinge palierul Vmax. Înainte ca vânzarea acestuia să cunoască declinul, datorită uzurii morale, este necesar ca producătorul să lanseze pe piaţă un produs nou, P*, pentru cerinţe similare dar care răspunde mai bine din punct de vedere competitiv. În mod normal, cele două oferte vor fi fabricate simultan până când vânzările celui de-al doilea produs va atinge palierul (V*)max. După momentul „d”, producţia primei categorii de produse încetează dar, o perioadă de timp, sunt fabricate piese de schimb pentru beneficiarii care le au încă în exploatare.

242

volum vânzări [buc/lună] (V*)max P*

Vmax P

0

a

0* b

c

a* d

b*

t[luni]

Fig. 13.1. Corelarea lansării pe piaţă a produselor cu dinamica vânzărilor 13.1.2. Caracteristici de calitate Pentru a evalua calitatea unui produs este necesară cuantificarea mărimii unor parametrii numiţi caracteristici de calitate (figura 13.2). Caracteristicile sunt, de obicei, stabilite de interesele beneficiarilor şi producătorilor. Astfel, se stabileşte nivelul de competitivitate al unui produs pe piaţă. Principala caracteristică pe care a impus-o societatea este siguranţa în exploatare. Determinarea nivelului acestei caracteristici de calitate specifică unui produs presupune analiza concomitentă a două aspecte:  securitatea în exploatare este acea caracteristică de calitate care implică lipsa oricărui pericol pentru factorul uman sau pentru mediu.  disponibilitatea caracterizează aptitudinea produsului de a funcţiona la un moment dat. Evaluarea siguranţei se realizează prin prisma a două incidente (neaşteptate şi nedorite) ce pot avea loc:  accidentul, care defineşte nivelul de securitate, este evenimentul ce întrerupe, în regim de catastrofă, funcţionarea utilajului;

243

 pana (defecţiunea), care exprimă indisponibilitatea funcţională a maşinii-unelte şi se remediază prin acţiuni de mentenanţă. Mentenabilitatea (reparabilitatea) defineşte capacitatea unui produs de a permite acţiuni de mentenanţă în scopul menţinerii stării de funcţionare la parametrii impuşi de proiectant. Mentenanţa reprezintă ansamblul tuturor acţiunilor tehnice şi organizatorice efectuate pentru menţinerea sau restabilirea caracteristicilor pentru care un produs a fost proiectat şi fabricat. Creşterea disponibilităţii se poate realiza şi prin acţiuni de redundanţă care anticipează acţiunea de mentenanţă întrucât sunt iniţiate încă din faza de proiectare. În acest sens, unele elemente componente primare sunt dublate de altele secundare, ceea ce conduce la:  redundanţă activă, dacă elementul secundar participă continuu pentru realizarea funcţiei;  redundanţă pasivă, atunci când elementul secundar intră în funcţiune în momentul defectării celui primar. 13.1.3. Conceptul de fiabilitate Fiabilitatea este caracteristica de calitate a unui produs de a funcţiona la parametrii tehnici proiectaţi şi fără defecţiuni. Aşadar, fiabilitatea poate fi privită ca o extensie în timp a calităţii. Teoria fiabilităţii are ca fundament o metodologie cantitativă, care permite evaluarea capacităţii sistemelor de a rezista procesului natural de degradare şi elaborarea unor prognoze cu privire la evoluţia sistemelor. Aşadar, se urmăreşte controlul fiabilităţii prin măsuri tehnico-economice adecvate în scopul aducerii acesteia la un nivel optim. Modelele matematice ale fiabilităţii, definită ca proprietate generală a sistemelor de a se opune procesului natural de degradare, se bazează pe noţiunea de defectare, care presupune că măsura a cel puţin uneia dintre caracteristicile de calitate ale sistemului iese din domeniul prescris. Această definiţie a defectării presupune o bună cunoaştere a caracteristicilor de calitate relevante pentru un anumit produs precum şi a intervalelor în care acestea pot lua valori în vederea îndeplinirii obiectivelor pentru care a fost conceput. Dar, nu

244

se ştie totdeauna care dintre caracteristicile de calitate ale unui sistem sunt relevante pentru atingerea unui anumit obiectiv. A le lua în considerare pe toate este inoperant, deoarece sunt prea multe. Precizarea intervalelor admisibile de valori pentru caracteristicile de calitate relevante, asociate criteriului de defectare, este dificil, acestea depind de tipul şi circumstanţele acţiunii produsului.

Tehnice

Funcţionale

1

Economice

Caracteristici de calitate

2

Parametri tehnici Proprietăţi mecanice Proprietăţi fizico-chimice Starea suprafeţelor Precizia dimensională Precizia formei geometrice Raportul masă/putere utilă

Psihosenzoriale şi sociale

Cost de achiziţie Cheltuieli de transport Cheltuieli de depozitare Cheltuieli de exploatare Cheltuieli de mentenanţă Formă şi proporţii Aspect cromatic Grad de finisare Proprietăţi ergonomice Caracteristici ecologice

Securitate 3

Siguranţa în exploatare

Disponibilitate

Fiabilitate Mentenabilitate Mentenanţă

Redundanţă

Fig. 13.2. Caracteristicile de calitate ale produselor 245

Datorită factorilor aleatori care influenţează fiabilitatea produselor (calitatea documentaţiei tehnice şi a semifabricatelor, corectitudinea şi stabilitatea proceselor tehnologice, nivelul de instruire şi gradul de oboseală a lucrătorilor, efectuarea la timp şi de calitate a acţiunilor de mentenanţă etc.), fundamentul matematic necesar pentru studiul fiabilităţii este constituit din teoria probabilităţilor şi statistica matematică. Notă. Noţiunea, mai veche, de „siguranţă în exploatare”, utilizată pentru aprecierea performanţelor sistemelor tehnice, deci a calităţii ca o virtute statică, a evoluat sub forma unui nou concept, apreciat ca o virtute dinamică, denumit „fiabilitate” (limba română), [respectiv, „reliability” (limba engleză) sau „fiabilité” (limba franceză)] şi care priveşte menţinerea caracteristicilor de calitate pe întreaga perioadă de exploatare. 13.1.4. Noţiunea de defectare Defectarea poate fi rezultatul unui proces continuu de variaţie a caracteristicilor de calitate ale sistemului (de exemplu, figura 13.3,a, creşterea jocului dintr-un ajustaj datorită uzurii), dar şi al modificării bruşte (discrete) a valorii uneia dintre ele (de exemplu, creşterea temperaturii lagărelor arborelui principal al unei maşini-unelte, figura 13.3,b, datorită defectării pompei din instalaţia de ungere centralizată). În acest din urmă caz, starea de defectare se află într-un raport de discontinuitate faţă de starea de bună funcţionare. Modelele matematice utilizate în teoria fiabilităţii nu fac distincţie între aceste două tipuri de defectări. Din punct de vedere practic, departajarea este necesară pentru a se preveni consecinţele uneori catastrofale ale defectărilor bruşte în urma cărora caracteristicile de calitate ale sistemului pot atinge valori necontrolabile. Modelele matematice ale fiabilităţii sunt de tip stohastic, astfel încât, previziunea comportării viitoare a unui sistem, bazată pe cunoaşterea evoluţiei sale în trecut şi a structurii sale, poate fi realizată numai cu o anumită probabilitate. În consecinţă, se poate aprecia probabilistic proporţia de elemente dintr-o colectivitate care se vor defecta într-un anumit interval de timp, în aceleaşi condiţii de solicitare. Probabilitatea, în sens clasic, stă la baza definirii indicatorilor de fiabilitate. 246

θ[oC]

J[μm]

θmax

Jmax

θmin J0 0

Jmin

20 t [ore]

0

a)

t [min] b)

Fig. 13.3. Variaţia caracteristicilor de calitate ale unui produs: a - variaţie continuă; b - variaţie bruscă (discretă). Interpretarea statistică, conform căreia probabilitatea reprezintă limita frecvenţei relative de apariţie a unui anumit eveniment, este proprie tuturor modelelor ce descriu sisteme despre care există numeroase informaţii de natură experimentală (cazul produselor fabricate în serie mare). Variaţia continuă a mărimii caracteristicilor de calitate [exprimată printr-o funcţie de forma f = U(t)] exclude revenirile periodice, care ar implica o reversibilitate a procesului de defectare, ipoteză contrazisă atât de experienţă cât şi de principiul creşterii entropiei sistemului care guvernează fenomenele de degradare. Astfel, se poate afirma că teoria fiabilităţii are la baza principiul inevitabilităţii defectării oricărui sistem. În acest context, putem caracteriza evoluţia în timp a nivelului calităţii unui produs în funcţie de viteza de degradare a caracteristicilor de calitate dU  . (13.1) dt Admiţând variaţia continuă a unei caracteristici de calitate, J, previziunea deterministă implică o cunoaştere perfectă a mecanismului de defectare a cărui ecuaţie are forma t

J ( t )  J 0   U( t )dt 0

247

(13.2)

În ecuaţia (13.2), J0 reprezintă, de exemplu, valoarea iniţială a jocului, iar U(t) mărimea variaţiei în timp a jocului în ajustaj. Dacă aceşti doi termeni sunt cunoscuţi, durata de funcţionare până la defectare poate fi stabilită în mod determinist egalând expresia (13.2) cu valoarea limită a caracteristicii de calitate, respectiv Jmax. Dacă termenii ecuaţiei (13.2) nu sunt riguros determinabili, ei pot fi consideraţi variabile aleatoare iar previziunea defectării sistemului nu va putea fi decât probabilistă. 13.1.5. Indicatorii de fiabilitate

Funcţionarea unui produs este limitată de apariţia unei abateri sau a unui defect. Conceptul de fiabilitate a apărut ca efect al importanţei deosebite pe care au căpătat-o problemele siguranţei în funcţionare a echipamentelor industriale şi a elementelor componente ale acestora, constituind o tehnică de vârf, indispensabilă ingineriei. Cu alte cuvinte, fiabilitatea poate fi privită ca o ştiinţă a defectelor. Noţiunea de fiabilitate nu are numai un caracter probabilistic, ci şi unul statistic, în sensul că, determinarea caracteristicii de fiabilitate se face pe baza datelor privind defecţiunile constatate pe o anumită populaţie statistică - un lot de produse identice, fabricate şi exploatate (încercate) în aceleaşi condiţii. Principalele obiective ale fiabilităţii, ca ştiinţă, sunt: - studiul defecţiunilor (al cauzelor, al proceselor de apariţie şi al metodelor de combatere a acestora); - analiza fizică a defectelor; - aprecierea cantitativă şi calitativă a comportării produselor în timp, în funcţie de factorii de solicitare interni şi externi; - determinarea metodelor şi a modelelor de calcul şi prognoză a fiabilităţii, pe baza studierii structurilor, a încercărilor şi a urmăririi comportamentului în exploatare al produselor; - stabilirea metodelor constructive, tehnologice şi de exploatare pentru asigurarea şi creşterea fiabilităţii. În cadrul cerinţelor economiei de piaţă, beneficiarii introduc fiabilitatea drept clauză contractuală, ca măsură a calităţii produsului. Din această cauză, se impune caracterizarea cantitativă a fiabilităţii, pentru a fi măsurată şi controlată. Acest obiectiv se realizează cu ajutorul indicatorilor de fiabilitate care permit desfăşurarea următoarelor activităţi: 248

- calculul fiabilităţii produsului şi compararea acesteia cu cele ale altor produse similare; - analiza influenţei diverşilor factori asupra fiabilităţii; - fundamentarea necesarului de piese de rezervă şi a organizării activităţilor de reparaţii. Analiza fiabilităţii sistemelor presupune, mai întâi, cunoaşterea indicatorilor de fiabilitate ai elementelor de structură. Trebuie menţionat că, elementele unui sistem se împart în două categorii: - nereparabile, care devin inutilizabile în urma defectării; - reparabile, dacă li se pot restabili caracteristicile de calitate. a. Funcţia de fiabilitate, R(t)

Funcţia de fiabilitate (Reliability = siguranţă în funcţionare) este cel mai important indicator şi reprezintă probabilitatea ca un element de structură sau un sistem să-şi îndeplinească funcţiile prescrise, în condiţiile de exploatare impuse, fără a se defecta în intervalul de timp [0, t]. Aşadar, timpul de bună funcţionare, T, să fie mai mare decât t R(t) = p(t) = Prob(t < T),

(13.3)

unde p(t) reprezintă probabilitatea de bună funcţionare (fiabilitatea); t – variabila de timp; T – timpul de bună funcţionare (timpul de exploatare efectivă până la defectare, durabilitate). Ca pentru orice probabilitate, şi pentru funcţia de fiabilitate este îndeplinită condiţia

1  R (t)  0 ,

(13.4)

adică R(0) = 1 (în momentul începerii exploatării, evenimentul „produsul funcţionează” este unul cert), respectiv R ( t  )  0 . (13.5) Funcţia de fiabilitate, R(t), este o funcţie descrescătoare (figura 13.4), pozitivă şi continuă pe intervalul [0, +∞). Pentru determinarea experimentală a funcţiei de fiabilitate R(ti), se urmăreşte în intervalul de timp ti comportarea, în condiţii identice de exploatare, a unui eşantion omogen format din N0 produse. Dacă în acest interval de timp se înregistrează defectarea a ni produse(rămân în funcţiune Ni), fiabilitatea produsului va fi 249

R (t i ) 

N0  ni Ni .  N0 N0

(13.6)

R(t), F(t) 1 R(ti)

b

0,5 a

F(ti) 0

ti t Fig. 13.4. Reprezentarea grafică a funcţiilor: a – de fiabilitate, R(t); b – de defectare(nonfiabilitate), F(t). b. Funcţia de defectare (nonfiabilitate), F(t)

Funcţia de defectare (Failure = defectare) pune în evidenţă lipsa de fiabilitate a elementului de structură supus experimentării şi se defineşte prin probabilitatea ca acesta să se defecteze în intervalul de timp (0, t] F(t) = p(t) = Prob(T ≤ t)

(13.7)

şi reprezintă probabilitatea complementară în raport cu R(t). Aşadar, se poate scrie

F( t )  1  R ( t )

(13.8)

Reprezentarea grafică a funcţiei de defectare este prezentată în figura 13.5. F(t) este o funcţie cumulativă, în care, proporţia elementelor care sunt defecte la un moment dat creşte cu timpul. În teoria probabilităţilor acest tip de curbă poartă denumirea de funcţie de repartiţie şi joacă un rol important în studiul fenomenelor aleatoare. Pentru determinarea pe cale experimentală a indicatorului F(t) se procedează ca şi în cazul funcţiei de fiabilitate

250

F( t i )  1  R ( t i ) 

N  Ni ni  0 . N0 N0

(13.9)

c. Funcţia de frecvenţă, f(t) (densitatea de probabilitate a defectărilor)

Comportarea sistemului într-un increment de timp dat, raportată la numărul iniţial de elemente intrate în exploatare, este descrisă de funcţia de frecvenţă a defectărilor (viteza instantanee de defectare). Aceasta se defineşte ca limită a raportului dintre probabilitatea de defectare în intervalul de timp (ti, ti + Δt) şi mărimea intervalului, atunci când Δt→0, respectiv

P( t i  T  t i  t ) F( t i  t )  F(t i )  lim  t t t  0 t  0

f ( t i )  lim

(13.10) 

dF( t ) dR ( t )  . dt dt

În consecinţă, între aceşti indicatori de fiabilitate există următoarele dependenţe t

Ft    f t dt ,

(13.11)

0

t R t   1   f t dt 0



  f t dt .

(13.12)

t

Statistic, indicatorul funcţia de frecvenţă a defectărilor reprezintă raportul dintre numărul de elemente nΔt, care s-au defectat în unitatea de timp Δt, şi numărul iniţial de elemente aflate în exploatare N0 n t n t , (13.13) f t i   t  N0 N 0  t n t  Nt i   Nt i  t  . Reprezentarea grafică a funcţiei de frecvenţă se face cu ajutorul datelor privind momentele de apariţie a defectelor şi în funcţie de unde

251

legea de distribuţie care guvernează procesul respectiv (figura 13.5). Cunoscând funcţia de fiabilitate se poate obţine funcţia densităţii de probabilitate a defectărilor prin derivare (analitică sau grafică). f(t)

f(ti)

F(ti)

R(ti)

0 ti t Fig. 13.5. Graficul funcţiei de frecvenţă f(t) şi legăturile acestuia cu funcţiile de fiabilitate R(t) şi de defectare F(t)

d. Intensitatea (rata) de defectare, z(t)

Intensitatea sau rata de defectare, notată cu z(t), reprezintă probabilitatea ca un element care a funcţionat fără să se defecteze până la momentul ti să se defecteze în intervalul (ti, ti + Δt]. Intensitatea de defectare exprimă numărul de defectări care au loc în unitatea de timp, la un anumit moment dat, ţinând seama de numărul de elemente care se mai găsesc în funcţiune în momentul ti. Deci, intensitatea de defectare reprezintă un indicator local al fiabilităţii. Prin definiţie, intensitatea de defectare este limita raportului dintre probabilitatea de defectare în intervalul (ti, ti + Δt] şi mărimea intervalului Δt, când Δt→0 P( t i  T  t i  t ) . (13.14) z( t i )  lim t t  0 Din punct de vedere statistic, intensitatea de defectare are următoarea expresie n t n t , [h-1], (13.15) z( t i )  t  Ni N i  t care, conform relaţiei (13.13), devine

252

f (t i ) . (13.16) R (t i ) Ţinând cont de (13.10), relaţia (13.16) se poate scrie sub forma 1 dR ( t ) z( t )    . (13.17) R ( t ) dt Ecuaţia (13.17) poate fi rezolvată în raport cu funcţia de fiabilitate dR ( t ) z( t )  dt   , (13.18) R (t) de unde, prin integrare, se obţine z( t i ) 

t

ln R ( t )    z( t )  dt  c,

(13.19)

0

unde c este constanta de integrare. Deoarece R(0)=1, rezultă că c=0. În consecinţă, expresia generală a funcţiei de fiabilitate, valabilă pentru toate legile de repartiţie ale timpului de funcţionare, are forma t

  z ( t )  dt

R (t)  e 0 . Pentru z(t) = λ = const. ecuaţia (13.20) devine

(13.20)

(13.21) R ( t )  e   t . Particularizând, se poate determina probabilitatea ca un element care a funcţionat fără a se defecta în intervalul de timp [0, t1] să funcţioneze şi în intervalul (t1, t2]. În acest scop, se exprimă probabilitatea funcţionării fără defectare a unui element supus experimentării în intervalul (0, t2] t2

R (t 2 )  e

  z ( t )  dt 0

t2

t1

e

  z ( t )  dt 0

e

  z ( t )  dt t1

 R ( t1 )  R ( t 2 / t1 ). (3.22)

Pentru z(t) = λ, relaţia (13.22) devine R ( t 2 / t 1 )  e    t 2  t 1  .

(13.23)

Pentru foarte multe cazuri practice, funcţia z(t) se reprezintă grafic ca în figura 13.6. Pe această curbă se pot evidenţia trei zone:

253

I – perioada defectărilor timpurii, datorate unor cauze ascunse şi a unor deficienţe ale controlului de calitate a fabricaţiei; intensitatea de defectare relativ mare, specifică acestei perioade de funcţionare, poate fi micşorată printr-un proces de rodaj; II – perioada de maturitate are durata cea mai mare şi este definită de o funcţionare normală, în care se înregistrează defectări aleatorii; în această perioadă sunt înregistrate cele mai reduse cheltuieli de exploatare iar valoarea indicatorului intensitate de defectare, z(t), rămâne relativ constantă; III – perioada finală este caracterizată de creşterea valorilor intensităţii de defectare ca urmare a efectelor negative specifice procesului de uzare, îmbătrâniri materialului, micşorării rezistenţei la oboseală etc.

z(t)

I

II

III

t

Fig. 13.6. Graficul funcţiei intensitate de defectare, z(t)

e. Media timpului de bună funcţionare, MTBF (m)

Timpul mediu de bună funcţionare, MTBF (mean time between failure), reprezintă media duratelor de bună funcţionare pentru populaţia statistică ce a fost luată în consideraţie. Astfel, dintre cele N0 produse supuse observaţiei, fiecare prezintă o anumită durată de funcţionare, tfi . Media aritmetică a acestor timpi este N0  t fi i MTBF  1 . N0

254

(13.24)

Din punct de vedere dimensional, MTBF se exprimă în ore. Dacă funcţia de frecvenţă f(t) este continuă, atunci  1    t  f t   dt   R t   dt , [ore], (13.25)  0 0 unde λ este rata/intensitatea căderilor.

MTBF  m 

MTBF (numit şi speranţa matematică a timpului de funcţionare) este cel mai utilizat indicator de fiabilitate deoarece permite o comparare uşoară a fiabilităţii diferitelor produse. Notă. Între indicatorii de fiabilitate nominalizaţi anterior există relaţiile de dependenţă prezentate în tabelul 13.1. Tabelul 13.1 Indicator

R(t)

R(t)

—

1-F(t)

  f ( t )  dt t

F(t)

1-R(t)

—

t  f ( t )  dt 0

f(t)

dR ( t )  dt

dF( t ) dt

z(t)

m

Exprimat în funcţie de: F(t) f(t)

  1  F( t ) 0



t

e

  z ( t )  dt 0

t

1- e

  z ( t )  dt 0

t

—

1 dR ( t ) 1 dF( t )    R ( t ) dt 1  F( t ) dt   R ( t )  dt 0

z(t)

  dt

z( t )  e

  z ( t )  dt 0

f (t)   f ( t )  dt t

—

  t  f ( t )  dt 0

   z ( t )  dt  dt e 0 0

t

Se remarcă faptul că, fiind determinat experimental sau impus unul dintre indicatorii de fiabilitate R(t), F(t), z(t), f(t), ceilalţi se pot deduce.

255

f. Dispersia (D) şi abaterea medie pătratică (   D )

Dispersia, D, este indicatorul care exprimă abaterea valorilor timpilor de bună funcţionare faţă de media aritmetică a acestora şi se determină cu relaţiile N0  1 D   t  m 2  f t   dt ≈   t i  m 2 , (13.26) N 0  1 i 1 0 unde m şi f(t) au semnificaţiile cunoscute iar în care t1, t2,.....,ti,...., t N 0 sunt timpii de funcţionare a celor N0 elemente. Abaterea medie pătratică, σ, reprezintă gradul de dispersie (împrăştiere) a timpilor de funcţionare până la defectare  D. (13.27) Dacă σ are valoare mică, precizia de estimare a fiabilităţii produselor de acelaşi fel, care funcţionează în aceleaşi condiţii, este ridicată. g. Cuantila timpului de funcţionare, tF (termenul de garanţie)

Acest indicator reprezintă timpul, tF, în care o maşină funcţionează cu o probabilitate dată (1-F), respectiv Prob(T ≤ tF) = F(t).

(13.28)

Limitele indicatorilor de fiabilitate În mod curent, fiabilitatea produselor este exprimată prin intensitatea/rata de defectare sau prin timpul mediu de bună funcţionare. Rata de defectare se raportează la un număr de ore de funcţionare multiplu de 106 ore. Cifrele corespunzătoare provin din încercări de fiabilitate, organizate conform celor prezentate anterior. Dacă se cunoaşte şi funcţia de frecvenţă a defectărilor, f(t), atunci se pot determina şi ceilalţi indicatori de fiabilitate. Întotdeauna, pentru un timp de misiune de t, probabilitatea de bună funcţionare R(t) are o valoare mai mică decât unitatea, iar rata de defectare, z(t) are o valoare oricât de mică, dar diferită de zero. Un produs este cu atât mai bun, cu cât R(t) are o valoare mai apropiată de unitate (respectiv z(t) o valoare cât mai apropiată de zero).

256

Realizarea unor nivele ridicate de fiabilitate (valori foarte bune ale indicatorilor de mai sus) implică eforturi materiale deosebite (materiale superioare, tehnologii avansate, studii şi încercări îndelungate şi aprofundate) şi nu se justifică în toate situaţiile concrete. De aici se desprinde ideea că, întotdeauna trebuie corelat nivelul de fiabilitate vizat cu cerinţele tehnico-economice. 13.1.6. Legile de distribuţie a fiabilităţii sistemelor

În condiţiile proceselor complexe care au loc în cadrul sistemelor mecanice, studiul fiabilităţii acestora presupune stabilirea unei relaţii între mărimile de intrare şi cele de ieşire. Cunoaşterea legii de modificare în timp a parametrilor de ieşire, permite construcţia modelului necesar evaluării posibilităţii apariţiei defectelor. Acesta trebuie stabilit de la proiectare, când trebuie prevăzută şi abaterea de la starea limită, respectiv împrăştierea valorilor care descriu comportarea sistemului. Un model statistic, privind durabilitatea, este cel al timpului efectiv de funcţionare care descrie comportarea în timp a funcţionării sistemului până la defectare. În urma studierii unei populaţii statistice de sisteme mecanice aflate în exploatare, se constată o împrăştiere mare a valorilor timpului efectiv de funcţionare. Momentele de timp la care se manifestă defectele, în cazul unui lot de produse identice, se repartizează potrivit unei legi de distribuţie statistică exprimată prin funcţia de frecvenţă f(t)(densitatea de probabilitate a defectărilor). După cum variabila aleatoare timpul (t) ia valori discrete sau continui, distribuţia va fi şi ea: discretă sau continuă. În cele ce urmează, sunt prezentate succint principalele trei legi de distribuţie utilizate în studiul fiabilităţii sistemelor mecanice (organe de maşini, scule, maşini-unelte etc.): normală (Gauss Laplace), negativ-exponenţială, Weibull. a. Distribuţia normală (Gauss - Laplace)

Distribuţia normală (Gauss - Laplace) reprezintă o lege de distribuţie a unei mărimi aleatoare în jurul valorii sale medii. Această distribuţie este frecvent întâlnită la calculul statistic al erorilor, în răspândirea valorilor unor parametri; în domeniul fiabilităţii

257

caracterizează fenomene de îmbătrânire mecanică sau termică a elementelor şi sistemelor. Variabila aleatoare continuă t urmează o lege de distribuţie normală dacă funcţia de frecvenţă este de forma 

 t  m 2

2 1  e 2 , (13.29)  2 unde m reprezintă timpul mediu de bună funcţionare (MTBF) iar σ - abaterea medie pătratică şi sunt parametrii acestei legi a cărei reprezentare este prezentată în figura 13.7,a („clopotul lui Gauss”).

f t  

f

R(t)

σ=0

z(t)

1

f(t)

σ = 0,5 σ=1 m

t

t

a)

b)

Fig. 13.7. Distribuţia normală şi indicatorii de fiabilitate Variaţia indicatorilor de fiabilitate este prezentată, comparativ cu un grafic de distribuţie normală, în figura 13.7,b; se remarcă faptul că această lege este valabilă pentru sfârşitul duratei de viaţă a produselor (corespunzător zonei III, figura 13.6). b. Distribuţia negativ-exponenţială

Distribuţia negativ-exponenţială se caracterizează printr-o rată de defectare z(t) constantă, notată cu λ. Funcţia de frecvenţă are expresia f t     e   t Folosind relaţiile (13.12), (13.25) şi (13.27) rezultă

258

(13.30)

R t   e t , m  MTBF  λ

1 1 , 2  .  2

(13.31,13.32,13.33)

z(t) = λ(t)

1,0 F(t) f(t) R(t) t

Fig. 13.8. Distribuţia negativ-exponenţială Graficele de variaţie ale indicatorilor de fiabilitate sunt prezentate în figura 13.8, din care rezultă că manifestarea acestei legi are loc pe durata vieţii utile a produsului (zona II, figura 13.6). c. Distribuţia Weibull

Distribuţia Weibull are caracterul cel mai general şi se utilizează acolo unde distribuţia timpilor de defectare nu se supune nici legii normale şi nici legii negativ-exponenţiale. Expresia matematică a acestei legi este f t  

 t  t 0  1  e 



 1

t  t 0  

t  t 0 

,



(13.34)

   t  t0   f t     e , (13.35) sau    unde β, θ, η şi t0 sunt parametrii distribuţiei Weibull şi au următoarele semnificaţii: β reprezintă parametrul de formă (reflectând nivelul procesului intim de degradare),

259

θ - parametru de scară, η - viaţa caracteristică iar t0 parametrul de loc (exprimând durata minimă până la care nu se manifestă nici un defect). f

R

β>2

β>4

1 β=1

z β=1

1

β>2 1<β<2

β=4

t t Fig. 13.9. Indicatorii de fiabilitate la distribuţia Weibull

β<1 t

Graficele de variaţie ale indicatorilor de fiabilitate, în cazul distribuţiei Weibull, sunt prezentate în figura 13.9. 13.1.7. Încercări de fiabilitate

Determinarea indicatorilor de fiabilitate ai unui produs se face în condiţii de laborator, similar cu modul în care se determină, statistic, calitatea produselor. În funcţie de etapa în care se realizează, încercările de fiabilitate sunt de două tipuri: - încercări de determinare - care au ca scop stabilirea valorii unui indicator de fiabilitate al unui produs nou, aflat în faza de concepţie şi asimilare, nivelul acestui indicator urmând a fi trecut în norma produsului; - încercări de conformitate - care au ca scop verificarea dacă valoarea unui indicator de fiabilitate al unui produs este sau nu conform cu valoarea prescrisă prin norma produsului respectiv; această încercare se face în faza de fabricaţie curentă, la recepţia loturilor de produse. Încercările de laborator simulează, în general, condiţiile de exploatare, având, cel puţin pe durata iniţială, o rezervă de rezistenţă suficientă (adică R>>S, unde R este rezistenţa produsului la solicitarea S). Sunt situaţii în care se recurge la o încercare de anduranţă, în timpul căreia produsul funcţionează în condiţii particulare de solicitare, de-a lungul unei durate impuse, cu o solicitare constantă S = Smax < R. 260

Un alt tip de încercare este încercarea la oboseală (mecanică, termică, electrică), unde solicitarea are loc la o valoare S > Smax , astfel încât rezerva de rezistenţă este minimă, urmărindu-se prin aceasta punerea în evidenţă a elementelor slabe ale unui produs. Încercările corecte de fiabilitate au loc atunci când pot fi simulate, concomitent, toate solicitările care au loc în exploatarea produsului. De multe ori, însă, acest lucru fiind greu de realizat în laborator, produsul este încercat, succesiv, la diferiţi factori, pe standuri speciale. Uneori, dat fiind că numeroase produse sunt de bună calitate şi, prin urmare, aceste încercări devin foarte îndelungate şi costisitoare, defecţiunile intervenind loc după durate lungi de timp, se apelează la încercările accelerate, pe parcursul cărora nivelul ales al solicitărilor aplicate este mai mare decât cel fixat prin norma produsului. Pentru a fi validată, o încercare accelerată nu trebuie să afecteze legea fizică a mecanismului de defectare, respectiv caracterul legii de distribuţie a timpilor de funcţionare fără defectare. Organizarea încercărilor de laborator se face pe loturi de produse identice, utilizându-se metodologia controlului statistic. Astfel, pentru urmărirea timpilor de defectare ai unui lot de N0 produse identice supuse încercărilor de fiabilitate, se pot organiza două experimente: - încercarea cenzurată, la care experimentul se opreşte în momentul în care, din cele N0 produse din lot s-au defectat K produse (unde K este un număr prestabilit); - încercarea trunchiată, la care experimentul se opreşte după scurgerea unui anumit timp T, momentul acesta fiind prestabilit. Pentru ambele tipuri de încercări, pe lângă mărimea eşantionului (N0), se mai precizează şi dacă experimentul se derulează cu sau fără înlocuirea produselor defecte. În funcţie de modul de determinare, fiabilitatea poate fi : - fiabilitate previzională, care se calculează pe baza unui model matematic, plecând de la datele proiectului şi de la valorile cunoscute ale fiabilităţii pentru elementele componente ale sistemului, ţinând cont de regimurile de funcţionare şi de condiţiile de exploatare; - fiabilitate experimentală, care este determinată prin încercări de laborator efectuate pe mai multe exemplare identice puse în funcţiune;

261

- fiabilitate operaţională, calculată pe baza prelucrării datelor obţinute din exploatare, adică urmărind în exploatare, o perioadă dată de timp, mai multe sisteme identice. 13.1.8. Creşterea fiabilităţii sistemului prin redundanţă Redundanţa este una din principalele metode de creştere a fiabilităţii unui sistem şi constă în aceea că se montează în paralel cu componenta primară două sau mai multe piese/subansamble identice care preiau, în momentul apariţiei defectului, funcţiile elementului primar. Elementele de rezervă se pot afla în trei stări: - în regim de funcţionare (redundanţă activă); - în repaus (redundanţă pasivă); - în stare semiactivă (redundanţă semiactivă). Sistemele având conexiuni serie, frecvent întâlnite în cazul maşinilor-unelte, nu sunt redundante, de unde rezultă importanţa acestei metode de creştere a fiabilităţii. Aplicaţie. Presupunem că elementele sistemului prezentat în figura 13.10,a urmează o distribuţie de tip negativ-exponenţial şi au următoarele rate de defectare (conform relaţiei 13.31): λ1=5·10-5, λ2=60·10-5, λ3=500·10-5, λ4=30·10-5. Limita impusă pentru timpul de bună funcţionare este T = 50 ore. Cu câte procente creşte fiabilitatea sistemului dacă cea a elementului 3 (inacceptabil de mică) este mărită prin redundare conform figurii 13.10,b ? Rezolvare. Fiabilitatea sistemului care a fost propus iniţial se calculează cu relaţia 4

R ( t )   R i ( t )  R1 ( t )  R 2 ( t )  R 3 ( t )  R 4 ( t ). i 1

Dacă elementul 3, care are fiabilitate prea mică, se redundează conform celor prezentate în figura 13.11,b, fiabilitatea noului sistem va fi

R r ( t )  R1 ( t )  R 2 ( t )  R 3r ( t )  R 4 ( t )

262

λ1

λ2

λ3

λ4

R1

R2

R3

R4

a)

R1

R3

R2

R4

b)

R3

Fig. 13.10. Creşterea fiabilităţii sistemului: a - sistem cu elemente conectate în serie; b - sistemul iniţial căruia i s-a redundat elementul cu fiabilitate prea mică. în care, R 3r ( t )  1  1  R 3 ( t )2 reprezintă fiabilitatea componentei redundate (exponentul este egal cu numărul elementelor legate în paralel). Deoarece comportarea în timp a elementelor sistemului propus respectă o distribuţie de tip negativ-exponenţial, fiabilitatea sistemului iniţial (figura 13.10,a) va fi 4

T   i

R (T)  R (50)  e i1  e  50  0,00595  0,742. Fiabilitatea elementului 3 are valoarea R 3 (T)  R 3 (50)  e  3 50  0,778. După redundare, fiabilitatea elementului 3 va avea valoarea

R 3r (50)  1  1  R 3 (50)2  0,95. Valoarea fiabilităţii sistemului după redundare va fi

R r (50)  e (1   2   4 )50  R 3r (50)  0,9. După redundarea elementului 3, fiabilitatea sistemului a crescut cu ~12%. Procesul de redundare trebuie aplicat astfel încât să se asigure un raport optim între nivelul de fiabilitate, ca cerinţă de proiectare, şi o serie de caracteristici pe care trebuie să le îndeplinească elementele

263

sau sistemul în ansamblu. Analiza care se efectuează pentru creşterea fiabilităţii unui sistem va urmări ca acesta să îndeplinească următoarele criterii: - să fie constituit din elemente care au costuri minime; - să conţină un număr minim de elemente; - să aibă greutate minimă etc. În practică sunt vizate frecvent două tipuri de corelaţii: a) să se asigure fiabilitatea maximă pentru un sistem cu un număr minim de elemente; b) să se obţină o fiabilitate maximă pentru un cost minim al elementelor. Indiferent de parametrii care trebuie optimizaţi în vederea obţinerii fiabilităţii maxime, metoda de lucru are caracter iterativ. În acest sens, se redundează succesiv elementele cu fiabilitatea cea mai mică.

13.2. Mentenabilitate 13.2.1. Mentenanţa produselor

Prezentarea noţiunilor din capitolul de faţă se referă la produsele cu funcţie unică (simplă), la care defectarea constituie şi finalul duratei lor de viaţă. Aceleaşi concepte se pot generaliza şi pentru produsele complexe, la care elementele defecte pot fi înlocuite cu altele noi, produsele au un caracter reparabil şi sunt denumite cu funcţie repetată sau sisteme cu reînnoire (restabilire). Ansamblul tuturor acţiunilor tehnico-organizatorice, efectuate în scopul restabilirii sau menţinerii stării de îndeplinire a funcţiei curente specifică unui produs, poartă numele de mentenanţă. Se pot evidenţia următoarele tipuri: - mentenanţă corectivă, care are drept scop depistarea naturii şi a cauzelor unei defecţiuni, repararea defectului prin înlocuirea completă sau parţială a unuia sau a mai multor elemente ce au reprezentat sediul defecţiunii, precum şi verificarea corectitudinii operaţiunilor de mentenanţă întreprinse anterior;

264

- mentenanţă preventivă, care constă din lucrări de revizie, reglaje, verificări şi reparaţii planificate, executate în vederea evitării unor viitoare defecţiuni; - mentenanţă productivă, reprezintă un concept nou care elimină unele neajunsuri introduse de mentenanţa preventivă prin intervenţiile repetate efectuate asupra produselor sau elementelor componente ale acestora; în acest caz, verificarea stării în care se află sistemul se realizează ON LINE, prin tehnici avansate; la sistemele importante se poate realiza chiar o monitorizare continuă. Personalul şi baza materială necesare acestor acţiuni constituie suportul mentenanţei. Mentenabilitatea este aptitudinea unui produs ca, în condiţii date de utilizare, să poată fi menţinut sau restabilit în starea de îndeplinire a funcţiei (funcţiilor) specifice, atunci când acţiunile de mentenanţă se efectuează în condiţii precizate şi la intervale date, cu procedee şi remedieri prescrise. Exprimarea caracteristică a acestui concept se poate face, ca şi în cazul fiabilităţii, printr-o probabilitate: M t r   Pr obt r  Tr  , (13.36) unde tr reprezintă timpul de restabilire; Tr - o limită impusă duratei de restabilire; M(tr) - funcţia de mentenabilitate. Ca şi fiabilitatea, mentenabilitatea trebuie avută în vedere încă din faza procesului de concepţie al produselor, printre problemele care trebuie să-şi găsească soluţionarea, cu prilejul studiilor de model, cele mai importante fiind:

- asigurarea accesibilităţii, adică crearea posibilităţii de montare - demontare a oricărui element component şi de măsurare, direct pe produs, a unor mărimi fizice, în condiţii de timp şi efort minim; - determinarea defecţiunilor tipice care pot apărea, precum şi a modului de înlăturare rapidă a acestora; - asigurarea unui timp minim de remediere a oricărei defecţiuni. De asemenea, este necesară evaluarea efectelor economice ale acţiunilor de mentenanţă, în sensul că acestea trebuie realizate cu costuri cât mai mici şi într-un timp cât mai scurt, care să nu diminueze semnificativ capacitatea de producţie.

265

Se poate observa faptul că, mentenabilitatea este o însuşire a produselor şi se referă la perioada de exploatare propriu-zisă a acestora, respectiv la modul de exploatare şi menţinerea în stare de funcţionare, în strânsă conexiune cu fiabilitatea. Caracteristicile de exploatare ale unui produs pot fi definite şi prin următorii indicatori de mentenabilitate: - rata (intensitatea) reparaţiilor - μ(tr), caz în care funcţia de mentenabilitate are expresia tr

m t r   M t r   1  e

  t r dt r 0

;

(13.37)

- media timpilor de reparaţie - MTR, care este în corespondenţă cu indicatorul MTBF al fiabilităţii, se poate determina cu ajutorul relaţiei

MTR 

n11t1'

 n 2  2 t '2

 ......  n k  k t 'k

n11  n 2  2  ......  n k  k



k  nt 'i i 1 k  n i i 1

,

(13.38)

unde: ni reprezintă numărul de componente de acelaşi tip; λi - rata de defectare a componentelor de tip „i”; t i' - timpul mediu estimat pentru înlăturarea defectării unei componente din grupul „ni”; (nλ)i - numărul mediu orar de defecte pentru grupul de elemente „ni”; k - numărul de grupe distincte de elemente. În cazul unui experiment, sau pe baza efectuării de observaţii în exploatare, dacă se consemnează de-a lungul unei perioade de timp un şir t i' de timpi de restabilire, observaţi referitor la un număr „r” de acţiuni de mentenanţă, valoarea estimată a MTR este MTR 

t1'

 t '2

 ......  t 'r

r '  ti i 1

 . (13.39) r r Admiţând că media timpilor de restabilire urmează o lege de distribuţie exponenţială, rezultă: t r   const.   ; (13.40) 266

1 .  În aceste condiţii, relaţia (13.37) devine MTR 

Mt r   1  e



tr MTR

 1  e t r .

(13.41)

(13.42)

13.3. Disponibilitate Produsele reparabile prezintă proprietăţi sau aptitudini de fiabilitate şi de mentenabilitate. Prin urmare, disponibilitatea reprezintă aptitudinea unui produs de a-şi îndeplini funcţia specificată, sub aspectele combinate de fiabilitate, de mentenabilitate şi de organizare a acţiunilor de mentenanţă, la un moment dat sau într-un interval de timp specificat. Cantitativ, disponibilitatea se poate exprima tot ca o probabilitate At   Pr obt  Tr  ,

(13.43)

unde Tr reprezintă limita dată pentru ca produsul să se afle în stare de funcţionare. Ţinându-se seamă de conceptele de fiabilitate şi mentenabilitate, rezultă relaţia At   R t   Ft   M t r  . (13.44) Admiţându-se distribuţia exponenţială a timpilor de funcţionare şi a celor de restabilire, se definesc următorii indicatori ai disponibilităţii: - coeficientul de disponibilitate MTBF  KD   ; (13.45) MTBF  MTR    - coeficientul de indisponibilitate MTR  K IN   ; MTBF  MTR    - proporţia disponibilităţii

267

(13.46)

K PD 

MTR   ; MTBF 

(13.47)

- coeficientul de utilizare MTBF KU  , TE

(8.48)

Costuri

unde TE reprezintă timpul calendaristic de utilizare. Din punct de vedere economic, cu cât un echipament prezintă o fiabilitate mai ridicată, în condiţii tehnologice date, costul său de investiţii, CI, este mai ridicat; în acelaşi timp, costurile de mentenanţă, CM, se reduc, având în vedere că defecţiunile sunt mai rare şi de intensitate mai redusă. Aşadar, un echipament mai puţin fiabil şi mai ieftin implică costuri de mentenanţă mai ridicate. Rezultă că, alegerea unui echipament în concordanţă cu cerinţele tehnico-economice concrete este o problemă de optim.

CD

CDmin

CM

C1 0

Rm

1 R

Fig. 13.11. Costul deţinerii unui produs După cum se poate observa din figura 13.11, dacă se urmăreşte costul deţinerii echipamentului, CD , CD  CI  CM , (13.49) există un cost de deţinere minim, CDmin, căreia îi corespunde un nivel de fiabilitate Rm . În condiţiile în care se impune un nivel de fiabilitate mai ridicat (R > Rm ), va rezulta un cost de deţinere mai mare. În concluzie, caracterizarea completă a unui produs este realizată de următorii factori: - nivelul performanţelor tehnice; - indicatorii de fiabilitate, mentenabilitate şi disponibilitate;

268

- suportul mentenanţei; - costul obţinerii produsului; - cerinţe de siguranţă. Împreună, toţi aceşti indicatori definesc eficienţa produsului. În general, se pot face următoarele consideraţii: - reducerea numărului de defectări şi amploarea acestora constituie domeniul fiabilităţii; - reducerea duratei lucrărilor de mentenanţă şi a costurilor acestora constituie domeniul mentenabilităţii; - realizarea unor produse cu durată de viaţă mare, siguranţă în exploatare şi preţ de cost accesibil constituie domeniul disponibilităţii. Acţiunile de mentenanţă şi de diagnoză pot fi simulate în condiţii de laborator, pe prototip sau pe model, pentru a se garanta o mentenabilitate cât mai ridicată. 13.3.1. Evaluarea şi optimizarea previzională a mentenabilităţii

În procesul de evaluare şi optimizare previzională mentenabilităţii se pot evidenţia următoarele trei etape:

a

- estimarea previzională a mentenabilităţii; - ameliorarea mentenabilităţii în funcţie de obiectivele propuse; - verificarea conformităţii. Sunt cunoscute următoarele metodele de evaluare a timpilor de reparaţie: a) metoda experimentală - care prezintă dezavantajul unei durate îndelungate a determinărilor, fapt care se reflectă negativ asupra costurilor şi promovării studiului în circuitul industrial; totodată, metoda nu permite optimizarea, intervenind, în plus, şi factorul uman; b) metoda examinării documentelor tehnice (metoda Bazovsky) care necesită o echipă de specialişti în mentenanţă, existând dezavantajul incertitudinii asupra duratelor de reparaţie evaluate, precum şi al faptului că metoda nu se pretează la o verificare contractuală a obiectivelor de mentenanţă; c) metoda arborilor de mentenanţă - care elimină dezavantajele celor două metode prezentate mai sus şi este cea mai frecvent utilizată în practică.

269

Metoda arborilor de mentenanţă

Arborele de mentenanţă este o reprezentare grafică, sub forma unei scheme logice, a operaţiei de mentenanţă, făcând astfel posibilă evidenţierea procedurilor calitative şi cantitative necesare în vederea efectuării acesteia. Potrivit acestei metode, operaţia de mentenanţă, este caracterizată de trei etape: I - etapa localizării defectului, care presupune un număr de măsurători, efectuate într-o succesiune logică şi eficientă, care au ca obiectiv localizarea cât mai rapidă a defectului, atât în ceea ce priveşte locul, cât şi natura acestuia; II - etapa reparaţiei (R), se înlocuieşte componenta defectă a sistemului; III - etapa de etalonare şi control (EC), care constă în verificarea sistemului reparat şi stabilirea conformităţii cu caracteristicile iniţiale ale acestuia, după remedierea defecţiunii. SISTEM DEFECT

Etapa I

Bun Bun

Etapa III Etapa II

Bun

Măs.2

Rău

Măs.1

Bun

Rău Bun

Măs.3 Rău

Măs.5

Măs.4

Rău

Rău

El.1

El.2

El.3

El.4

El.5

El.6

R

R

R

R

R

R

EC

EC

EC

EC

EC

EC

Fig. 13.12. Arbore de mentenanţă 270

Structura unui arbore de mentenanţă cu şase elemente reparabile (El.i) este prezentată în figura 13.12. Stabilirea succesiunii în care se efectuează măsurătorile (Măs.i) are drept scop creşterea eficienţii utilizării unui arbore de mentenanţă astfel încât, cu un număr minim de măsurători să se obţină un maxim de informaţii utilizabile la diagnosticarea finală. Cu alte cuvinte, prima măsurătoare trebuie să fie cea mai reprezentativă astfel încât, din aproape în aproape, respectându-se de fiecare dată acest principiu şi ţinându-se seama de rezultatul măsurătorii precedente, să se ajungă la defect. Ordinea optimă a efectuării măsurătorilor este influenţată de mai mulţi factori, dintre care cei mai importanţi sunt: a) fiabilitatea elementelor componente; b) accesibilitatea la elementele componente; c) cantitatea de informaţii obţinută în urma măsurătorilor. a) Influenţa fiabilităţii. Pentru cazul unui sistem S1 (figura 13.13), compus din cinci elemente, cu schema logică de tip serie, caracterizate prin ratele de defectare: 1   2   3   4   5 . Măs.1 Intrare

El.1

Măs.2 El.2

Măs.3 El.3

(13.50) Măs.4

El.4

El. 5

Ieşire

Fig. 13.13. Schema logică a sistemului S1 Ordinea măsurătorilor (Măs.i) pentru identificarea elementului defect (El.i), în funcţie de mărimea ratelor de defectare, este prezentată în figura 13.14.

271

Bun El. 5 R

EC

Rău

Măs.4

Bun Bun El. 4 R

EC

Rău

Măs.1

El. 1

Rău

Măs.3 Bun

Măs.2

R

Rău

El. 3

El. 2

R

R

EC

EC

EC

Fig. 13.14. Arborele de mentenanţă pentru sistemul S1 În această situaţie, se adoptă o funcţie de ordine a desfăşurării măsurătorilor care va avea expresia      F  max  i , i  1,2,...5 . (13.51) n   i   i 1  b) Influenţa accesibilităţii. În figura 13.15, este prezentată schema structurală a unui sistem, S2, format din patru elemente. Fiecare element este caracterizat de o accesibilitate Ti , i = 1, ..., 4. Măs.1 Intrare

El.1

Măs.2 El.2

Măs.3 El.3

El.4

Fig. 13.15. Schema logică a sistemului S2

272

Ieşire

Dacă se consideră, spre exemplu, că elementele 2 şi 3 sunt montate într-o carcasă de protecţie, ele vor fi mai greu accesibile; să presupunem că între accesibilităţile elementelor sistemului există relaţia T2  T3  T1  T4 . (13.52) În acest caz, funcţia de ordine relativă la accesibilitate are forma 1 (13.53) F  max  , i  1,2,3,4.  Ti  Arborele de mentenanţă întocmit cu respectarea criteriului accesibilităţii, pentru sistemul S2, este prezentat în figura 13.16.

Bun Bun El. 1 R

EC

Măs.1 Bun

Rău

Măs.3

El. 4

Rău

Măs.2

R

Rău

El. 2

El. 3

R

R

EC

EC

EC

Fig. 13.16. Arborele de mentenanţă pentru sistemul S2 c) Influenţa cantităţii de informaţie. În figura 13.17, este prezentată structura unui sistem cu şase elemente, pentru care ratele de defectare şi timpii de acces au valori relativ apropiate între ele. Măs.1 Măs.2 Măs.3 Măs.4 Măs.5 Intrare

El.1

El.2

El.3

El.4

El.5

Fig. 13.17. Schema logică a sistemului S3 273

El.6

Ieşire

În acest caz, se definesc două mărimi: H - numărul de măsurători necesare pentru a localiza un element defect, raportat la numărul total de elemente, în cazul în care prima determinare are rezultat bun (pozitiv); H* - idem, dacă prima măsurare are rezultat rău (negativ). Bun El. 6 R

EC

Măs.5 Bun El. 5 R

EC

Rău

Măs.4 Bun El. 4 R

EC

Rău

Măs.3

Rău

Bun Măs.2 Rău El. 3 R

EC

Bun

R Rău Măs.1

El. 2

El. 1

R

R

EC

EC

Fig. 13.18. Arborele de mentenanţă pentru sistemul S3 (varianta I) În figura 13.18, este prezentat arborele de mentenanţă pentru sistemul S3, conceput în condiţiile în care nu se ţine seamă de cantitatea de informaţii furnizată de fiecare măsurătoare (varianta I). Similar, în figura 13.19, este prezentat arborele de mentenanţă pentru sistemul S3, conceput în condiţiile în care se ţine seamă de cantitatea de informaţii furnizată de fiecare măsurătoare (varianta II).

274

Bun

Bun

Măs.5

El. 6

R

EC

Bun

Rău

Măs.3

Rău

Măs.4

Bun

Rău

Bun

Măs.2

Măs.1 Rău

El. 5

El. 4

El. 3

El. 2

R

R

R

R

EC

EC

EC

Rău

El. 1

R

EC

EC

Fig. 13.19. Arborele de mentenanţă pentru sistemul S3 (varianta II) Din analiza celor două variante ale arborelui de mentenanţă, se poate constata că, dacă nu se ţine seama de cantitatea de informaţii furnizată de fiecare măsurătoare (varianta I), arborele de mentenanţă rezultă dezechilibrat, existând riscul de a efectua un număr mare de măsurători pentru a depista defectul. Cele două mărimi definite mai sus au, în acest caz, valorile: 1 5 H  , respectiv, H*  . (13.54) 6 6 Dacă măsurătorile încep de la mijlocul schemei logice a sistemului (varianta II), arborele de mentenanţă are un aspect echilibrat, ceea ce conduce la următoarele valori: 3 3 H  , respectiv, H*  . (13.55) 6 6 Rezultă că, pentru a obţine un arbore de mentenanţă echilibrat, este necesară maximizarea produsului H·H*. Dacă se ţine seama de toate criteriile prezentate mai sus, forma generalizată a funcţiei de ordine se poate exprima prin relaţia

275

     1 F  max  i   H  H * . 6    i Ti   i 1 

(13.56)

Simularea defectelor prin metoda arborilor de mentenanţă permite evaluarea previzională a duratelor de reparaţie, precum şi a mijloacelor şi procedurilor necesare optimizării acestor durate. 13.3.2. Determinarea periodicităţii optime a acţiunilor de mentenanţă

Determinarea momentului cel mai avantajos pentru efectuarea unei acţiuni de mentenanţă preventivă reprezintă principala problemă care trebuie rezolvată în cadrul acestei activităţi. În stabilirea acţiunilor de mentenanţă, determinante sunt următoarele criterii: - înlocuirea preventivă şi planificată a unui element al sistemului trebuie să coste mai puţin decât înlocuirea aceluiaşi element în cazul unei avarii; - rata de defectare a componentei programate pentru acţiunea de mentenanţă preventivă trebuie să fie crescătoare (componenta trebuie să se afle în perioada de uzură). În cele ce urmează, se utilizează un set de notaţii având următoarele semnificaţii: c1 - costul înlocuirii unui element aflat în stare de funcţionare; c2 - costul înlocuirii aceluiaşi element în cazul unei defectări neaşteptate (c2>c1); T - vârsta la care a ajuns elementul înlocuit; f(t) - funcţia densitate de probabilitate şi R(t) - funcţia de fiabilitate; m(tr) - timpul mediu între reparaţii. a) Mentenanţă la date fixe

Mentenanţa la date fixe presupune ca toate elementele să fie schimbate cu aceeaşi periodicitate T, oricare ar fi vârsta lor, chiar dacă unele dintre acestea au fost schimbate la momentele T-τi . Costul

276

acţiunii de mentenanţă la date fixe, presupunând că frecvenţa înlocuirilor globale este suficient de bine aleasă, încât niciodată să nu existe mai mult de două înlocuiri consecutive pentru acelaşi reper, se determină cu relaţia K  c1  1  R T   c 2 ,

(13.57)

iar un cost exprimat per unitatea de timp şi per produs va avea forma k

K c1  1  R T   c 2 c1 1  R T      c2 . T T T T

(13.58)

Pentru determinarea timpului optim de înlocuire (T*), se anulează expresia obţinută prin derivarea relaţiei (13.58) în raport cu T dk c 2  T  f T   c1  c 2  c 2  R T  0.  dT T2 c  c2 Aşadar, se obţine . R T *  T * f T *  1 c2

k

c1  c 2 c1

k

0

T*

(13.60)

R ( T )  T  f (T )

1 1  R (T )  c2 T c1 T T

(13.59)

R(T)

T  f (T ) 0

Fig. 13.20. Determinarea timpului optim cu relaţia 13.58

T*

T

Fig. 13.21. Determinarea timpului optim cu relaţia 13.59

Valoarea timpului optim se determină grafic, fie pe baza costului unitar minim conform figurilor 13.20 sau 13.21.

277

b) Mentenanţă la vârstă fixă

În acest caz, are loc o supraveghere continuă a vârstei fiecărui element, astfel încât atunci când atinge vârsta critică T, să fie înlocuit. În comparaţie cu metoda precedentă, se pot face următoarele observaţii: - numărul de elemente schimbate se reduce; - vârsta elementelor trebuie cunoscută; - costul înlocuirilor este mai mare, deoarece nu se schimbă decât un singur element la fiecare intervenţie. Determinarea costului care revine pentru unitatea de timp şi produs, în cazul recurgerii la acest tip de mentenanţă, este prezentată în continuare. Dacă se consideră un element înlocuit la momentul iniţial, el va fi înlocuit din nou fie la un moment t < T (în cazul producerii unei avarii, mentenanţa fiind corectivă), fie la momentul t = T (mentenanţă preventivă). Speranţa matematică a duratei de viaţă este T

M(T)   R t  dt .

(13.61)

0

Unele elemente vor fi, deci, înlocuite cu costul c1, iar celelalte cu costul c2, speranţa matematică a costului înlocuirii unui element finit fiind M K   R T   c1  1  R T   c 2  c 2  c 2  c1   R T  .

(13.62)

Costul mediu pe unitatea de timp şi produs este, în acest caz k

M K  c 2  c 2  c1   R T  .  T M T   R t dt

(13.63)

0

Pentru minimizarea costului mediu unitar k se procedează la derivarea expresiei din relaţia (13.63), în raport cu T, după care rezultatul se anulează, pentru obţinerea ecuaţiei din care se deduce valoarea optimă T*. Calculul se poate face, însă, şi în alt mod, care să evidenţieze diferenţa dintre cele două tipuri de mentenanţă. Astfel, scriind

278

expresia tipului mediu între acţiunile consecutive de mentenanţă preventivă MTBFP 

T  R t dt 0

, (13.64) R T  respectiv, a timpului mediu între acţiunile consecutive de mentenanţă corectivă MTBFC 

T  R t dt 0

1  R T 

,

(13.65)

inversul speranţei matematice a duratei de viaţă (13.61) se poate exprima ca 1 1 1   . (13.66) M T  MTBFP MTBFC Deci, costul pe unitatea de timp şi produs este c1 c2 c  R T  c 2FT  , (13.67)   1  k T MTBFP MTBFC T  R t dt  R t dt 0

0

unde s-a înlocuit R(T) cu 1 - F(T). Timpul optim se determină prin metode grafice (figura 13.22). c2 MTBFC

k c1R (T) T  R ( t )  dt 0

0

T*

c 2 F(T ) T  R ( t )  dt 0 T

Fig. 13.22. Determinarea timpului optim pentru mentenanţa la vârstă fixă

279

În cazul utilizării acestui mod de calcul al valorii timpului optim, se poate realiza şi o optimizare a disponibilităţii sistemului, simultan cu optimizarea costului mentenanţei. Dacă se notează cu IAC durata de indisponibilitate datorată unei mentenanţe corective şi cu IAP durata de indisponibilitate datorată unei mentenanţe preventive, atunci indisponibilitatea pe unitatea de timp se poate determina cu relaţia IA 

IA C IA P FT  R T    IA P   IA C  . T T MTBFP MTBFC  R t dt  R t dt 0

(13.68)

0

c) Mentenanţă aleatoare

În acest caz, înlocuirile reperelor au loc atunci când acestea ating o vârstă critică, la momente aleatoare de timp, astfel încât înlocuirile să fie practice şi economice. Momentele în care se efectuează astfel de înlocuiri sunt determinate de următoarele evenimente: - imobilizarea întregului sistem, din diverse cauze, când se profită pentru a schimba şi elementele care au depăşit vârsta critică; - opririle pentru reparaţii periodice sau pentru reparaţii capitale. Dacă notăm cu M(v) timpul mediu până la defectarea unui element care a atins vârsta „v” şi este în bună stare la momentul favorabil înlocuirii sale, se poate scrie M v  

  t  v f t dt v   f t dt v



   t  f t dt  v  f t dt v v   f t dt v

.

(13.69)

Dacă în relaţia (13.69) introducem notaţia 

R v    f t dt ,

(13.70)

v

şi aplicăm teorema integrării prin părţi pentru prima dintre cele două integrale de la numărător, vom obţine:

280



M v  

 t  R t  v   R t dt  v  R t  v 0



R v 

  R t dt v

R v 

.

(13.71)

În continuare, notând cu M(0) timpul mediu până la defectare pentru un reper nou [ceea ce corespunde lui M(v) pentru v = 0], vârsta critică se defineşte prin raţionamentul: - a se plăti imediat o durată suplimentară M(0) - M(v), sau - a se aştepta defectarea şi a risca să se plătească mai scump (c2 > c1) reparaţia, prelungind totuşi durata de viaţă a reperului. La limită, când cele două alternative ar avea acelaşi cost, se obţine c1 c  2 , (13.72) M 0  Mv  M 0 c c (13.73) M v   M 0   2 1 . c2 În consecinţă, trebuie profitat de orice împrejurare în care înlocuirea este economic a fi făcută, dacă se ia în considerare vârsta „v” a fiecărui element, concomitent cu condiţia

sau

M v  c 2  c1  . M0  c2

(13.74)

13.4. Managementul mentenanţei maşinilor-unelte 13.4.1. Uzura utilajelor

Noţiunea de tribologie (tribos - frecare, logos - ştiinţă) a fost propusă în anul 1954 de savantul englez D. Tibor şi a căpătat o largă utilizare începând cu mijlocul deceniului următor. Iniţial, tribologia a fost definită ca ştiinţă şi tehnologie a procesului de interacţiune a suprafeţelor în contact care au mişcare relativă. Ulterior, s-a considerat necesar ca, în afară de studiul proceselor de frecare şi de uzare, această ramură a ştiinţei să includă şi procesul de ungere 281

(lubrificaţie). Prin cuplă de frecare se defineşte ansamblul de două sau mai multe corpuri care sunt în contact şi au mişcări relative de alunecare, rostogolire, pivotare sau o combinaţie a acestora. Cuplele de frecare asigură legătura dintre elementele mobile prin: puncte, linii sau suprafeţe (plane, cilindrice, sferice). Datorită fenomenului de frecare, existenţa cuplelor într-un lanţ cinematic conduce la următoarele consecinţe: - suprafeţele în contact, care au mişcare relativă, sunt supuse unui proces de uzare a cărui evoluţie este rapidă în perioada iniţială (de rodaj) şi în cea finală (numită şi catastrofală) dar lentă în perioada de funcţionare normală; - încălzirea pieselor în contact, care conduce la modificări dimensionale şi de formă a suprafeţelor ce formează ajustajul (inclusiv gripare), dacă nu se iau măsuri de disipare a căldurii; - frânarea mişcării şi apariţia vibraţiilor; - scăderea randamentului. Pe parcursul exploatării maşinilor şi utilajelor, chiar în condiţiile asigurării unei ungeri corespunzătoare şi a unei întreţineri corecte, piesele şi organele de maşini componente suferă uzuri; acestea pot apărea, la repere diferite, în momente diferite, în funcţie de gradul solicitărilor la care sunt supuse. Uzura se manifestă prin modificarea dimensiunilor, a formei geometrice şi a masei pieselor, sau prin defecţiuni ale stratului superficial (degradarea structurii, microfisuri şi fisuri, arsuri sau smulgeri de material). Consecinţele uzurii sunt: schimbarea caracterului alezajelor, depăşirea limitelor admisibile pentru jocuri, distrugeri ale asamblărilor. Pe măsură ce se modifică caracteristicile iniţiale ale pieselor componente se diminuează performanţele tehnice şi de exploatare ale maşinii, scad precizia de lucru, capacitatea de producţie şi calitatea produselor. FN FN va v d

a

a) b) Fig. 13.23. Uzura microneregularităţilor la două piese conjugate

282

Fenomenul mecanic ce apare este următorul: în cazul a două corpuri în contact, aflate în mişcare relativă între ele cu viteza va şi supuse unei forţe de interacţiune normală FN, apare o presiune de contact a cărei valoare depinde de mărimea suprafeţei reale de contact (figura 13.23). La începutul funcţionării (figura 13.23,a), când suprafaţa reală de contact Ar este foarte mică, datorită microasperităţilor rămase pe suprafeţe în urma prelucrărilor mecanice anterioare, presiunea specifică de contact este foarte mare F (13.75) p N . Ar J[μm] Jmax α

Jmin Tr

Tn

Tc

T[ore]

Fig. 13.24. Variaţia uzurii în timp Din această cauză, în perioada iniţială de funcţionare, uzura pieselor va creşte rapid, intensitatea uzării fiind foarte mare. Ca urmare a uzării, microasperităţile se aplatizează, suprafeţele se apropie cu distanţa d (figura 13.23,b), în timp ce suprafaţa reală de contact creşte şi presiunea specifică de contact scade astfel că viteza de uzare se reduce, după o anumită perioadă de timp aceasta menţinându-se la o valoare practic constantă, îmbinarea intrând într-un regim normal de funcţionare. Aşadar F p'  N  p . (13.76) A 'r În figura 13.24 este prezentată curba uzurii în funcţie de timpul efectiv de funcţionare. Se constată că procesul de uzare este caracterizat de trei perioade: - perioada de uzură iniţială (de rodaj), care are durata Tr şi care ia sfârşit odată cu atingerea jocului minim Jmin ;

283

- perioada de funcţionare normală are durata Tn şi se caracterizează printr-o intensitate mică a uzării, aproximativ constantă, până la atingerea jocului maxim admis Jmax ; - perioada uzurii catastrofale (Tc) este caracterizată printr-o creştere accelerată a jocurilor, bătăi radiale sau axiale mari, şocuri, zgomote intense, supraîncălzire şi ungere insuficientă. Toate acestea pot conduce la distrugerea pieselor, funcţionarea maşinii în această fază nefiind admisă. Timpul normal de funcţionare Tn, în limita de uzare admisă, se calculează cu expresia J  J min Tn  max , (13.77) tg în care tgα caracterizează intensitatea uzurii. Pentru creşterea perioadei de funcţionare normală trebuie luate măsuri pentru micşorarea intensităţii uzării în exploatare, iar cu ocazia reparaţiilor trebuie să se adopte măsuri care să reducă jocurile îmbinărilor până la jocul minim funcţional. Cunoaşterea cauzelor procesului de uzare a pieselor face posibilă determinarea unor procedee de mărire a rezistenţei la uzare a diferitelor organe ale maşinilor, precum şi adoptarea unei mentenanţe care să ducă la creşterea duratei de funcţionare între reparaţii. a) Factorii care influenţează producerea uzurilor Formele de uzură prezentate mai sus, simple sau combinate, sunt influenţate de o multitudine de factori legaţi de: - calitatea suprafeţelor; - natura materialului; - tratamentele termice aplicate; - condiţiile de asamblare, ajustare şi montare a elementelor componente; - condiţiile de exploatare; - calitatea mentenanţei aplicate. În cazul uzării prin aderenţă, influenţa naturii materialului se manifestă prin conductivitatea sa termică, rezistenţa la temperaturi înalte, coeficientul său de frecare, elasticitatea sa etc.

284

Piesele aflate în frecare se recomandă a fi executate din materiale cu durităţi diferite, care să nu fie predispuse la apariţia microsudurilor. Pentru reducerea uzurii de coroziune, materialele care vin în contact utilizate trebuie să aibă potenţial electrochimic apropiat şi să fie rezistente la acţiunea agenţilor externi defavorabili. Creşterea temperaturii rezultate din exploatare peste o anumită limită conduce la modificări structurale ale stratului superficial (granulaţie, duritate) şi se soldează cu scăderea rezistenţei la uzură; în acelaşi timp, se favorizează formarea microsudurilor în punctele de contact, ca şi formarea de oxizi la suprafaţă, ceea ce creşte viteza de coroziune. Tratamentele termice şi termochimice corect aplicate îmbunătăţesc caracteristicile mecanice ale materialelor şi, prin aceasta, rezistenţa la uzură. Microgeometria suprafeţelor în contact este decisivă; astfel, de calitatea rodajului depinde, în mod esenţial comportarea la uzură a pieselor pe parcursul regimului normal de funcţionare. Dintre factorii funcţionali, suprasolicitările conduc, în afara riscului direct de distrugere, la modificarea regimului în punctele de contact, cu consecinţele evidenţiate mai sus. Exploatarea neraţională, lubrifierea necorespunzătoare, mediul ambiant agresiv (praf, gaze, acizi, agenţi abrazivi sau corozivi) conduc la accelerarea fenomenelor de uzare. b) Măsuri pentru prevenirea apariţiei şi reducerea intensităţii uzurilor Ca o consecinţă directă a factorilor care influenţează producerea uzurilor, enumeraţi mai sus, se pot evidenţia următoarele măsuri mai importante care trebuie luate în vederea reducerii intensităţii fenomenelor de uzare: - alegerea, pentru piesele conjugate, a unui cuplu de materiale corespunzătoare (ca rezistenţă mecanică, duritate etc.) şi care să se preteze la tratamente termice, termochimice, ecruisare, lustruire etc.; - prelucrarea atentă a suprafeţelor de contact dintre piese, în vederea realizării de rugozităţi cât mai mici; - acoperirea suprafeţelor care nu sunt active cu straturi de protecţie rezistente la condiţiile ambientale;

285

- construcţia corectă a ansamblurilor de suprafeţe, cu respectarea jocurilor prescrise şi care să permită realizarea unui regim de ungere hidrodinamic; - etanşarea în bune condiţiuni a organelor de maşini şi mecanismelor, pentru a împiedica pătrunderea particulelor abrazive din exterior între suprafeţele aflate în mişcare relativă; - alegerea corectă a lubrifiantului, filtrarea corespunzătoare a acestuia şi asigurarea continuităţii în ungere; - adăugarea de aditivi alcalini în uleiuri, pentru combaterea acţiunii corozive a diverşilor oxizi; - efectuarea atentă a rodajului, pentru a se evita producerea de gripaje; - exploatarea şi întreţinerea curentă atentă în permanenţă, fără suprasarcini, curăţirea sistematică a suprafeţelor exterioare; - evacuarea, prin ventilaţie, a gazelor corozive. c) Limitele admisibile ale uzurii Caracteristicile de bază ale unei piese (dimensiuni, precizie de formă şi poziţie faţă de alte repere, calitate a suprafeţelor componente) pot fi: normale, admisibile sau limită. Caracteristici normale sunt cele care se încadrează în condiţiile tehnice şi geometrice de pe desenul de execuţie. Caracteristici admisibile sunt valorile potrivit cărora piesa se încadrează în condiţiile tehnice şi de reutilizare pe maşină, fără nici o intervenţie, până la următoarea acţiune de mentenanţă planificată. Caracteristicile limită (uzuri limită), atunci când apar, nu mai permit exploatarea în bune condiţii a maşinii care nu mai poate asigura cerinţele de calitate şi precizie pentru piesele prelucrate. Stabilirea corectă a caracteristicilor limită este importantă, din punct de vedere tehnico-economic, deoarece, pe de-o parte, scoaterea prematură din uz a unui reper conduce la creşterea nejustificată a necesarului de piese de schimb şi a cheltuielilor de producţie şi de reparaţii, iar, pe de altă parte, depăşirea limitei corecte atrage scăderea preciziei de lucru, scăderea randamentului maşinii sau defectarea acesteia precum şi producerea de accidente. Nu se poate concepe o activitate de mentenanţă eficientă fără a se cunoaşte limitele de uzură ale pieselor componente ale maşiniiunelte . De asemenea, nu se pot stabili normative pentru consumul de 286

piese de schimb şi materiale pentru activitatea de reparaţii fără a se cunoaşte durata de funcţionare pentru fiecare element component, ceea ce derivă tot din limitele de uzură admise. Limitele de uzură maximă admisibilă se determină pe baza unor criterii, după cum urmează: criteriul tehnic, care permite stabilirea limitei de uzură din considerente de rezistenţă mecanică, în condiţiile frecărilor şi a solicitărilor termice la care este supusă piesa; acest criteriu se aplică pieselor sau îmbinărilor a căror utilizare peste limită poate conduce la avarii; criteriul funcţional (tehnologic) se aplică pentru piese sau îmbinări în condiţiile în care, deşi regimul procesului de uzare se menţine stabil (intensitatea de uzare este constantă), nu mai sunt realizaţi indicatorii funcţionali ceruţi; criteriul economic, potrivit căruia uzura este considerată ca fiind la limita admisibilă atunci când cheltuielile de producţie depăşesc, din cauza acesteia, un prag prestabilit; criteriul de recondiţionabilitate se aplică acelor piese pentru care, aplicarea unei recondiţionări, înainte de atingerea uzurii limită de avarie, conduce la mărirea durabilităţii acestora faţă de durabilitatea până la limita de uzură maximă, admisă potrivit criteriului tehnic. d) Uzura morală a maşinilor şi utilajelor Uzura morală a maşinilor şi utilajelor este un parametru economic influenţat de progresul continuu înregistrat în domeniul industriei constructoare de maşini. Se deosebesc două cazuri: 1) Uzura morală care se manifestă prin deprecierea maşinilor existente, pe măsură ce alte maşini, cu performanţe similare, încep să fie produse mai ieftin; în acest caz, gradul de uzură morală, Um, se calculează cu relaţia P , (13.78) Um  1 P în care P reprezintă creşterea productivităţii muncii în industria prelucrătoare de maşini pentru ramura respectivă, motiv pentru care maşinile noi revin la un preţ mai redus decât cele existente,

287

a căror reparaţie devine nerentabilă şi prin urmare se scot din funcţiune ca uzate moral; 2) Uzură morală care are loc prin deprecierea maşinilor existente, ca urmare a apariţiei unor maşini mai perfecţionate pentru efectuarea aceloraşi operaţii tehnologice; în acest caz, gradul de uzură morală se exprimă prin q C (13.79) Um  1 0  1 , q1 C 0 unde: q0 şi q1 - reprezintă productivitatea maşinilor vechi, respectiv noi iar C0 şi C1 - sunt cheltuielile de întreţinere şi exploatare pe unitatea de produs la tipul vechi, respectiv la tipul nou, de maşină sau utilaj. La un grad de uzură morală mare maşinile vechi nu mai au o productivitate rentabilă şi se scot din funcţiune ca urmare a acestei uzuri (se casează, prin recuperarea pieselor cu valoare de întrebuinţare şi valorificarea restului componentelor la preţ de fier vechi). 13.4.2. Structura şi conţinutul sistemului preventiv-planificat de reparaţii a) Evoluţia procesului de uzare al unei maşini-unelte

În timpul unei exploatări raţionale, chiar dacă maşinile-unelte sunt bine întreţinute şi supuse unei activităţi corespunzătoare de ungere, fenomenul de uzură normală va conduce la scăderea performanţelor tehnice (precizie de prelucrare, productivitate, randament etc.). Pentru a se asigura, pe întreaga durată normată de serviciu, funcţionarea maşinilor-unelte la parametrii proiectaţi, este necesar ca, la anumite intervale de timp, acestea să fie supuse unor reparaţii. Astfel, se pot înlătura consecinţele provocate de uzuri ce au depăşit valorile maxime admise. Procesul de uzare a unui reper din structura maşinii poate avea o evoluţie mai lentă sau mai dinamică. În consecinţă, şi variaţia în timp a uzurii piesei respective va fi: - rapidă, iar efectele sunt înlăturate prin reparaţii curente de gradul I (RC1) care se vor repeta cu o frecvenţă relativ mare; 288

- medie, caz în care utilajul necesită reparaţii curente de gradul II (RC2) cu o frecvenţă medie; - lentă, ale căror efecte sunt eliminate prin reparaţii capitale (RK) care au o frecvenţă mică. Clasificând piesele componente ale unei maşini-unelte în trei grupe, după viteza de variaţie a uzurilor pe care le înregistrează, se pot reprezenta în acelaşi grafic (figura 13.25) funcţiile liniare de variaţie în timp a uzurii normale: U1=f1(t)=1t,

U2=f2(t)=2t

şi

U3=f3(t)=3t.

uzura (jocul), [μm]

Adoptând o valoare pentru uzura maximă admisibilă, se pot determina grafic momentele de intrare în reparaţie a utilajului. În urma acţiunii de mentenanţă, gradul de uzură a utilajului va fi cel al grupului de piese caracterizat de cea mai mare uzură efectivă dar care este încă inferioară celei maxime admisibile. Astfel, la momentul t1 maşina-unealtă intră în reparaţie curentă RC1 (de mică complexitate) pentru înlăturarea defectelor acelor piese care înregistrează o variaţie rapidă a uzurii. După această reparaţie, gradul de uzură a utilajului, corespunzător punctului 1a, este dat de uzura efectivă a pieselor din lotul caracterizat de o variaţie medie a uzurii. U1 uzura maximă 1 admisibilă

3

1a

2b

4

5b

3a

12

U3

10a 9a

6a

5a

2a 1 2 3 1b

0

2

U2 5 6 7 8 9 10 11 7a

11a

uzură remanentă

timp, [ore] t2 t3 t4 t5 t6 t7 t9 t10 t11 t1 Fig. 13.25. Graficul de variaţie a uzurii pieselor şi momentele de intrare în reparaţie a utilajului

Din punct de vedere economic, la momentul t3 este mai rentabil să se elimine atât efectele negative cauzate de procesele cu viteză de uzare rapidă, cât şi de cele cu viteză de uzare medie. Aşadar, se va

289

efectua o reparaţie curentă mai complexă, de gradul II (RC2). În urma ei, maşina-unealtă va rămâne cu un grad de uzură corespunzător punctului 3a, adică cel al pieselor ce înregistrează o variaţie lentă a uzurii în timp. Abia la momentul t11 se impune intrarea utilajului în reparaţie capitală (RK). Cu această ocazie, vor fi reparate sau înlocuite toate piesele ce au uzuri mai mari decât cele admisibile. Totuşi, pentru unele repere uzura nu mai poate fi eliminată total, iar din punct de vedere economic se poate întâmpla să nu fie rentabil a le înlocui cu altele noi. În acest caz, deşi ciclul de reparaţii se încheie cu reparaţia capitală, maşina-unealtă nu va fi ca şi nouă din punct de vedere al performanţelor. Ea va începe un alt ciclu de reparaţii având drept handicap o uzură remanentă corespunzătoare punctului 11a. După mai multe reparaţii capitale (două sau trei), parametrii funcţionali ai maşinii-unelte scad atât de mult, faţă de cei iniţiali (datorită uzurilor remanente şi a celei morale), încât nu mai este rentabil să se execute o altă reparaţie capitală. Astfel, se încheie durata normată de serviciu iar utilajul îşi pierde valoarea de utilizare şi va fi casat. În acest caz, se mai recuperează valoarea de fier vechi şi cea de întrebuinţare a unor componente mai puţin uzate. Periodicitatea intrărilor în reparaţii curente de gradul I (RC1), de gradul II (RC2) sau în reparaţie capitală (RK) este determinată de valorile vitezelor de uzare. Dacă viteza de variaţie a uzurilor medii este de trei ori mai mică decât a celor rapide şi de trei ori mai mare decât a celor lente, rezultă o structură a ciclului de reparaţii precum cea prezentată în figura 13.26. RC1 RC1 t0

Rt

Rt

RC2

Rt

Rt

RC1 RC1 Rt

RK

RC2 Rt

RC RC1

RC1 RC1 Rt

Rt

Rt

Rt

Rt

RC2

Rt

Timp [ore]

Fig. 13.26. Structura ciclului de reparaţii Pentru o maşină-unealtă, ciclul de reparaţii reprezintă perioada de timp, exprimată în ore de funcţionare, ce delimitează două reparaţii capitale succesive. În intervalul dintre două reparaţii curente succesive este planificată o revizie tehnică a utilajului.

290

Structura ciclului de reparaţii este dată de totalitatea reparaţiilor şi reviziilor tehnice planificate pentru o maşină-unealtă între două reparaţii capitale succesive şi este stabilită astfel încât să se asigure funcţionarea utilajului la parametrii proiectaţi, cu un volum de cheltuieli care nu trebuie să depăşească, pe perioada unui ciclu, costul de investiţii al maşinii. Pentru ca timpul de imobilizare a utilajului şi cheltuielile pentru reparaţii să fie cât mai mici, este necesar ca maşinaunealtă să beneficieze de o întreţinere curentă (curăţenie, ungere) şi o exploatare conform prescripţiilor cărţii tehnice. b) Conţinutul reviziilor tehnice şi al reparaţiilor Revizia tehnică (Rt) constă în verificarea stării tehnice a maşiniiunelte şi efectuarea unor reglaje pentru eliminarea jocurilor cauzate de procesul de uzare. Dacă se constată existenţa unei defecţiuni care poate conduce la avarierea utilajului, se trece la înlăturarea ei în cadrul unei reparaţii curente neplanificate. Reparaţiile curente de gradul I şi II (RC1, RC2) reprezintă ansamblul de lucrări prin care se înlătură uzurile normale ce apar în exploatare. Ele sunt efectuate fără a se ridica maşina-unealtă de pe fundaţie şi constau în demontarea parţială a unor subansambluri şi piese uzate, verificarea gradului de uzură, recondiţionarea sau înlocuirea lor cu altele noi, verificarea parametrilor funcţionali şi revopsirea utilajului. La terminarea reparaţiei, maşina este preluată de către secţia prelucrătoare cu proces verbal de recepţie şi de punere în funcţiune. Reparaţia capitală (RK) reprezintă totalitatea lucrărilor necesare eliminării uzurilor cu evoluţie rapidă, medie şi lentă, care au ajuns la valori egale sau mai mari decât cele maxime admise. În cadrul reparaţiilor capitale, se desfăşoară următoarele activităţi:  eliberarea maşinii de pe fundaţie şi transferarea ei în atelierul de reparaţii pentru a fi complet demontată;  sortarea pieselor în: bune, reparabile şi inutilizabile;  întocmirea unei fişe de constatare cu indicarea măsurilor ce se impun pentru fiecare reper;  recondiţionarea sau înlocuirea pieselor uzate care nu mai pot funcţiona în condiţii de siguranţă şi precizie conform prescripţiilor tehnice;

291

 asamblarea maşinii-unelte şi fixarea pe fundaţia care a fost recondiţionată;  vopsirea suprafeţelor exterioare;  efectuarea reglajelor, a probelor de funcţionare în gol şi în sarcină;  verificarea parametrilor tehnico-funcţionali în vederea recepţiei şi predării maşinii în exploatare. Costul normat al reparaţiilor capitale este suportat din fondurile de producţie dar nu poate depăşi 60 % din valoarea de înlocuire a maşinii-unelte. Prin valoarea de înlocuire se înţelege valoarea, la preţul zilei, a unei maşini noi, similară ca destinaţie şi performanţe. După modul de organizare, reparaţiile pot fi efectuate în sistem centralizat, descentralizat sau mixt. Sistemul centralizat de reparaţii se practică în întreprinderi mici şi mijlocii care au în dotare un număr relativ redus de maşini-unelte (500 până la 1000 de bucăţi) şi până la 3000 de persoane direct productive. Sarcina de a realiza toate reviziile tehnice şi reparaţiile revine personalului din secţiile special echipate ale compartimentului Mecano - energetic. Sistemul descentralizat de reparaţii este mai economic a fi utilizat în întreprinderile care au un parc de peste 1000 de maşiniunelte şi mai mult de 3000 de persoane direct productive. În acest caz, lucrările de reparaţii sunt efectuate de către personal specializat din cadrul atelierului de întreţinere al secţiei prelucrătoare. Sistemul mixt presupune efectuarea lucrărilor de revizii tehnice şi reparaţii curente de către personalul atelierului de întreţinere subordonat secţiei de prelucrare iar reparaţiile capitale vor avea loc în cadrul departamentului Mecano - energetic. c) Organizarea activităţii de evidenţă şi urmărire a reparaţiilor

Planificarea reparaţiilor trebuie să asigure capacitatea de producţie în strânsă concordanţă cu planul de producţie. Ca o consecinţă a planului anual de reparaţii, se întocmeşte un plan de aprovizionare cu materiale de întreţinere si piese de schimb. Aceste planificări trebuiesc realizate cu câteva luni înaintea anului de plan. Planificarea corectă a reparaţiilor presupune respectarea normelor tehnice privind: conţinutul reparaţiilor, structura ciclului de reparaţii,

292

numărul de ore de funcţionare în intervalele dintre reparaţii, costurile maxime admise pentru fiecare tip de reparaţie etc. La întocmirea planului anual de reparaţii se are în vedere conţinutul documentelor de evidenţă proprii fiecărui utilaj. Acestea sunt: livretul utilajului şi fişa de utilizare individuală. Livretul utilajului se întocmeşte în momentul punerii în funcţiune, după datele din cartea tehnică a maşinii, şi o însoţeşte până la casare. El se păstrează în cadrul atelierului de întreţinere al secţiei care are în dotare utilajul. Livretul conţine următoarele categorii de informaţii:  denumirea maşinii-unelte, tipul, seria, anul de fabricaţie, numărul de inventar;  data punerii în funcţiune, valoarea de inventar şi cea de înlocuire;  caracteristicile tehnico-funcţionale;  caracteristicile şi numărul de bucăţi ale principalelor accesorii (motoare electrice, curele de transmisie, rulmenţi etc.);  evidenţa reparaţiilor planificate efectuate (tipul, data, lucrările realizate, durata şi costurile);  evidenţa reparaţiilor accidentale (tipul, data, lucrările realizate, durata şi costurile);  structura ciclului de reparaţii;  graficul şi periodicitatea ungerii, tipul lubrifianţilor şi norma de consum. Fişa de utilizare individuală reflectă gradul de încărcare în timp a maşinii-unelte. Ea se întocmeşte lunar şi se completează zilnic de către maistrul de producţie al atelierului în dotarea căruia se află utilajul. Informaţiile furnizate de această fişă sunt:  orele de funcţionare efectivă pe zile şi pe schimburi;  orele de întreruperi programate şi neprogramate. d) Metode de reparare a unor piese specifice maşinilor-unelte

După curăţire şi spălare, piesele care au fost demontate în cadrul activităţii de reparaţii sunt verificate pentru a stabili gradul de uzură dat de mărimea abaterilor dimensionale, de formă şi de poziţie faţă de valorile nominale.

293

Piesele inutilizabile sunt cele a căror rezistenţă mecanică a scăzut atât de mult încât nu mai prezintă siguranţă în funcţionare sau sunt acelea care au un grad de uzură ce nu poate fi eliminat prin metode uzuale. Ele vor fi înlocuite cu piese noi. Piesele reparabile formează grupul celor care prezintă abateri cauzate de uzură, vicii de exploatare sau defecte ascunse de fabricaţie care pot fi eliminate în urma unui proces de recondiţionare. Astfel, piesele îşi recapătă caracteristicile tehnice impuse prin desenul de execuţie. Metoda de recondiţionare este stabilită, pentru fiecare reper, de către personalul tehnic care conduce activitatea de reparaţii. Unele dintre aceste metode sunt prezentate în cele ce urmează. 1 2 3 3 3

Fig. 13.27. Recondiţionarea capetelor de arbori prin manşonare Utilizarea compensatorilor de uzură este eficientă atunci când piesele au uzuri mari dar rezistenţa lor mecanică prezintă siguranţă. Procedeul urmăreşte restabilirea formei geometrice şi dimensiunile iniţiale cu ajutorul unor piese suplimentare (de adaos). 1

3 2

Fig. 13.28. Recondiţionarea alezajelor cilindrice prin bucşare În cazul fusurilor se folosesc piese tip manşon (figura 13.27) iar pentru repararea alezajelor cilindrice sau conice (figurile 13.28 şi 13.29) sunt utilizate bucşe compatibile ca formă. Compensatorii de uzură 2 formează cu piesele recondiţionate 1 ajustaje cu strângere a

294

căror legătură poate fi întărită prin puncte de sudură (figura 13.29) sau ştifturi (figura 13.30). 1 2

Fig. 13.29. Recondiţionarea alezajelor conice ale arborilor La recondiţionarea alezajelor conice ale arborilor (figura 13.29), bucşa compensatoare de uzură 2 poate fi solidarizată cu arborele folosind adezivi (solidol, epodur etc.). Stabilizarea poziţiei se realizează presând bucşa cu ajutorul unui şurub. Piesele cu suprafeţe plane uzate, din categoria ghidajelor (figura 13.30), pot fi recondiţionate cu ajutorul plăcilor de textolit de forme şi dimensiuni corespunzătoare, având prelucrate canale de ungere. Fixarea acestora se realizează cu ajutorul şuruburilor 3 şi a adezivilor. În figura 13.30 s-au făcut următoarele notaţii: 1 - ghidajul recondiţionat; 2 - placa de textolit; 3 - şurub de fixare; 4 - capace nivelatoare din textolit; 5 - canale de ungere.

A

A

Secţiunea A - A

2

5

4

3

1

Fig. 13.30. Recondiţionarea ghidajelor cu ajutorul compensatorilor de uzură 295

Piesele recondiţionate prin metoda compensatorilor de uzură necesită o prelucrare pregătitoare, efectuată înainte de asamblare şi una ulterioară, necesară satisfacerii prescripţiilor tehnice din desenul de execuţie. Recondiţionarea prin metalizare constă în depunerea pe suprafaţa uzată 1 (figura 13.31) a unui strat, 2, format din particule de metal topit care au fost antrenate de un curent puternic de aer sau gaz inert comprimat. Stratul de metal aderă mecanic la suprafaţa rugoasă a piesei. Metoda este rentabilă dacă stratul nu este mai gros de câţiva milimetri.

Fig. 13.31. Principiul metalizării suprafeţelor Tehnologia de formare conferă acestuia tenacitate şi îndeosebi porozitate care îmbunătăţeşte condiţiile de ungere. Această metodă se poate folosi în cazul recondiţionării pieselor uzate de tipul: arbori, lagăre, came, ghidaje etc. Pentru a spori aderenţa stratului metalizat la suprafaţa uzată, rugozitatea acesteia poate fi accentuată printr-o prelucrare suplimentară, având forma unui filet (figura 13.32,a) sau a unui canal tip coadă de rândunică (figura 13.32,b). Pentru a mări aderenţa metalului de adaos 2, primele straturi sunt proiectate alternând direcţiile de pulverizare în raport cu piesa ce se roteşte (figura 13.32,a).

a)

1

2

b) Fig. 13.32. Recondiţionarea prin pulverizare a capetelor de arbori 296

După metalizare, sunt necesare operaţii de strunjire, frezare şi rectificare pentru a obţine piesa recondiţionată la forma şi dimensiunile prescrise. În timpul operaţiei de metalizare, piesa de bază nu este supusă unui regim termic exagerat (θ < 150oC). Metalizarea suprafeţelor diminuează viteza de uzare a acestora şi micşorează pericolul de gripare. Adăugarea unor piese auxiliare (eclise sau inele) oferă posibilitatea recondiţionării reperelor, prin creşterea rigidităţii, în cazul apariţiei fisurilor. Această metodă se practică pentru repararea pieselor tip roată de curea sau volant (care au dimensiuni mari). Acestea pot prezenta fisuri ale spiţelor 1 (figura 13.33,a), sau în zona 4 a coroanei 1 (figura 13.33,b) precum şi în zonele adiacente 3 ale canalului de pană din butucul 1 (figura 13.33,c). Metoda necesită, în majoritatea cazurilor, o echilibrare statică folosind componente similare pieselor auxiliare (vezi eclisa 2, figura 13.33,b). 2

2

1 3 4

1

1 3

2

a)

b)

c)

Fig. 13.33. Recondiţionarea pieselor cu ajutorul ecliselor şi a inelelor Înlocuirea unei părţi din piesa deteriorată poate fi metoda cea mai rentabilă de reparare a reperelor de tip arbore lung cu capăt filetat deteriorat (figura 13.34,a), roată melcată cu diametru mare având construcţie asamblată (figura 13.34,b), cremalieră cu dinţi rupţi sau care are un tronson cu uzură accentuată (figura 13.34,c) etc. Dacă în cazul cremalierei 1 se înlocuieşte numai zona degradată 2, pentru repararea roţii melcate 1 se schimbă complet coroana 2. Asemănător se procedează şi cu roţile dinţate cilindrice de dimensiuni

297

mari. Aceste soluţii sunt de preferat, din punct de vedere al costurilor, deoarece se economiseşte material şi manoperă. 1

3 4

2

1 3 2

b)

a) Fig. 13.34. Recondiţionarea pieselor prin înlocuirea unei părţi din întreg

c) 3

2

1

Răzuirea suprafeţelor ghidajelor se poate aplica atunci când uzura nu depăşeşte 0,2....0,3mm. Ea se efectuează numai de către muncitori specializaţi. În aceste scop, trebuie stabilită o bază de măsurare. În cazul batiului de strung, această bază o constituie suprafaţa ghidajului longitudinal, de conducere a căruciorului. Pe suprafaţa ce urmează a fi răzuită se trasează o reţea de puncte care, prin răzuire, trebuie aduse în acelaşi plan. Pentru lucrare se utilizează o riglă de control (figura 13.35,a), o nivelă cu bulă de aer şi sensibilitate de 0,02/1000mm şi răzuitoare cu plăcuţe din carburi metalice. Operaţia începe cu punctul considerat a fi în zona cea mai uzată. Presupunem că acesta este, de exemplu, punctul A1 (figura 13.35,b). Aici se aşează unul din picioruşele riglei de control. Punctul A2 (în care se aşează al doilea picioruş) se va răzui până când abaterea de la planeitate, indicată de nivela aşezată pe riglă, va fi mai mică decât cea maximă admisă. După mutarea picioruşului din A2 în A3, se repetă operaţia. Se continuă până când se obţine o reţea de puncte coplanare pe întreaga suprafaţă. Apoi, se răzuie suprafaţa fără a se mai atinge aceste puncte. Pentru verificarea planeităţii se folosesc rigle de control şi spioni. În cazul batiurilor de strung cu mai multe ghidaje, se răzuiesc în primul rând suprafeţele cele mai puţin uzate care vor servi ca bază pentru recondiţionarea celorlalte.

298

250 A4

A1 75

A3

75

40 a)

A2

b)

Fig. 13.35. Răzuirea suprafeţelor de ghidare: a - riglă de control; b - reţea de puncte coplanare. Astfel, pentru exemplul prezentat în figura 13.36, ordinea de prelucrare va fi: - ghidajul plan superior 1 şi ghidajele prismatice 2, necesare deplasării păpuşii mobile; - ghidajul plan superior 4, urmat de cele prismatice 3, toate necesare la deplasarea căruciorului; - în sfârşit, suprafeţele plane inferioare 5 precum şi cele laterale B şi D (dacă este necesar). 3 D

3

1

2 B

2

4

D

6

B 5

Fig. 13.36. Ordinea în care se răzuiesc suprafeţele ghidajelor strungului Cursa înainte a răzuitorului, înclinat la un unghi de 30o în raport cu suprafaţa prelucrată, va fi cea activă. La retragere, răzuitorul trebuie ridicat de pe suprafaţa ghidajului. Aspectul suprafeţei răzuite va fi asemănător unei table de şah (figura 13.37). Numărul pătratelor este proporţional cu gradul de precizie cerut. Răzuirea se aplică suprafeţelor de ghidare relativ mici iar microdenivelările locale care apar reţin lubrifiantul şi asigură o ungere bună. Pentru verificarea finală a planeităţii, este folosit linealul de tuşat. 299

Numărul minim al petelor de contact, impus prin standarde, creşte cu precizia de lucru a maşinii ce se repară şi scade în funcţie de lăţimea suprafeţei răzuite. 4 6

5 3 2 1 Fig. 13.37. Ordinea în care se răzuiesc suprafeţele ghidajelor săniei longitudinale a strungului Astfel, pentru o suprafaţă de control de 25×25mm, sunt necesare minim : - 6 pete, în cazul ghidajelor de alunecare cu lăţime de peste 250 mm (utilaje de precizie normală); - 10 pete, dacă lăţimea este sub 250 mm; - până la 25 de pete, pentru ghidajele de alunecare ale maşinilorunelte de mare precizie. Ordinea în care sunt răzuite suprafeţele de ghidare ale unei sănii longitudinale de la un strung normal este prezentată în figura 13.37. Odată cu răzuirea ghidajelor batiului şi ale săniilor, se modifică lanţul de dimensiuni necesar unei asamblări corecte. Astfel, reperele şurub conducător şi piuliţă nu trebuie să înregistreze abateri de la coaxialitate, pe toată lungimea şurubului, mai mari de 0,1 mm. Pentru eliminarea unor asemenea erori se procedează după cum urmează: - se deplasează pe verticală cutia de avans şi lagărele suport pentru compensarea abaterilor în plan vertical; - se răzuie suprafeţele de reazem ale mecanismelor mai sus menţionate pentru anularea abaterilor de la coaxialitate, ale şurubului conducător şi piuliţei, în plan orizontal. Dacă uzura suprafeţelor ghidajelor, pe anumite porţiuni, depăşeşte 0,5 mm, acestea se repară prin rabotare sau frezare urmate de rectificare pe maşini speciale sau de răzuire manuală.

300

BIBLIOGRAFIE 1. Acerkan N. A. şi colab. – Machine Tool Design, vol. 1-4. Mir Publishers, Moscova, 1969. 2. Albu A. şi colab. – Exploatarea maşinilor-unelte. Editura didactică şi pedagogică, Bucureşti, 1983. 3. Arghiriade Ioan – Proiectarea şi verificarea fiabilităţii în construcţia de maşini, Editura OID, Bucureşti, 1987. 4. Boangiu Gh., Dodon E., Albu A., Boncoi Gh., Creţu M. – Maşini-unelte şi agregate, Editura didactică şi pedagogică, Bucureşti, 1978. 5. Boncoi Gh. – Maşini-unelte automate, Litografia Universităţii din Braşov, 1975. 6. Boncoi Gh. şi colab. – Maşini-unelte automate. Îndrumar de lucrări practice de laborator şi de proiectare, Litografia Universităţii din Braşov, 1980. 7. Botez E. – Bazele generării suprafeţelor pe maşinile-unelte, Editura tehnică, Bucureşti, 1966. 8. Botez E., Moraru V., Minciu C., Ispas C. - Maşini-unelte, vol. 1-2, Editura tehnică, Bucureşti, 1978. 9. Botez Emil – Maşini-unelte. Bazele teoretice ale proiectării, Bucureşti, Editura tehnică, 1972. 10. Crudu I. – Fiabilitatea şi calitatea sistemelor mecanice, Editura F&F Internaţional, Gheorghieni, 2003. 11. Diaconescu I. şi colab. – Maşini-unelte, vol. 1-6, Bucureşti, Editura transporturilor şi comunicaţiilor, 1962. 12. Epureanu Al., Ghiţă E., Tăbăcaru V., Ciocan O., Mitu Ş. – Tehnologia construcţiei de maşini. Îndrumar de laborator, Litografia Universităţii „Dunărea de Jos” din Galaţi, 1987. 13. Epureanu Al., Ghiţă E., Maier C. – Tehnologia construcţiei de maşini. Îndrumar de proiectare, Litografia Universităţii „Dunărea de Jos” din Galaţi, 1985.

301

14. Epureanu A., Frumuşanu G., Stoian C., Nicoară D., Fetecău C., Dima M. – Exploatarea maşinilor-unelte, Editura TehnicaInfo, Chişinău 2002. 15. Fransua Al., Saal C., Ţopa I. – Acţionări electrice, Editura didactică şi pedagogică, Bucureşti, 1975. 16. Frumuşanu G., Mitu Ş., Fetecău C., Stoian C. – Maşini-unelte speciale şi neconvenţionale, Galaţi, Editura Mongabit, 1999. 17. Gheghea I., Tabără V., Dorin Al., Sandu A. – Exploatarea şi întreţinerea maşinilor-unelte cu comandă după program, Bucureşti, Editura Tehnică, 1980. 18. Gheghea I., Plăhteanu B., Mitoşeriu C., Ghionea A. – Maşiniunelte şi agregate, Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică, 1982. 19. Grămescu Tr., Domente Gr. – Automatizarea proceselor din sistemele de fabricaţie, Chişinău, Editura Universitas, 1994. 20. Ionescu Fl., Catrina D., Dorin Al. – Mecanica fluidelor şi acţionări hidraulice şi pneumatice, Editura didactică şi pedagogică, Bucureşti, 1980. 21. Ispas C., Predincea N., Ghionea A., Constantin G. – Maşiniunelte. Mecanisme de reglare, Editura tehnică, Bucureşti, 1997. 22. Mitoşeriu C., Mitu Ş., Stoian C., Ciocan O., Tăbăcaru V. – Maşini-unelte. Îndrumar pentru analiza schemelor de acţionare şi comandă, Litografia Universităţii „Dunărea de Jos” din Galaţi, 1987. 23. Mitoşeriu C. – Maşini-unelte. Cinematica, Litografia Universităţii din Galaţi, 1980. 24. Oancea N. – Bazele aşchierii şi generării suprafeţelor, Litografia Universităţii „Dunărea de Jos” din Galaţi, 1977. 25. Oprean A. – Hidraulica maşinilor-unelte, Editura didactică şi pedagogică, Bucureşti, 1978. 26. Petriceanu Gh., Gyenge C., Morar L. – Proiectarea proceselor tehnologice şi reglarea strungurilor automate, Editura tehnică, Bucureşti, 1979. 27. Stoian C. – Strunguri automate cu cap revolver. Îndrumar de proiectare şi reglare, Bucureşti, Editura Cartea Universitară, 2004. 28. Stoian C., Frumuşanu G. – Study regarding the efficiency of the cam mechanism from the automatic lathe SARO, Buletinul 302

Universităţii Tehnice „Gh. Asachi” din Iaşi, ISSN 10112855, Tomul L(LIV), Fascicula Va, p. 161-164, 2004. 29. Stoian C., Frumuşanu G. – Reconfigurable Manufacturing Systems Design Principles, The Annals of University „Dunărea de Jos” of Galaţi, Fascicle V, ISSN 1221-4566, p.71-74, 2007. 30. Stoian C. – Worked Pieces Positioning at Automatic MachineTools Supply, Conf. Inter. de comunicări ştiinţifice Tehnologii moderne. Calitate. Restructurare, Vol. 3, Universitatea Tehnică a Moldovei, ISBN 9975-9875-6-7, Chişinău, p. 430433, 2005. 31. Stoian C., Frumuşanu G. – Automatic Turret Lathes Turret Head Indexing Mechanisms Dynamic, Conf. Inter. de comunicări ştiinţifice Tehnologii moderne. Calitate. Restructurare, Vol. 3, Universitatea Tehnică a Moldovei, ISBN 9975-9875-6-7, Chişinău, p. 434-437, 2005. 32. Stoian C. – Exploatarea utilajelor pentru deformare plastică la rece, Editura Cartea Universitară, Bucureşti, 2004. 33. Stoian C., Frumuşanu G. – Method to Calculate Equipments Previsional Reliability, Buletinul Universităţii Tehnice „Gh. Asachi” din Iaşi, ISSN 1011-2855, Tomul LII(LVI), Fascicula 5c, p. 1109-1114, 2006. 34. Stoian C., Frumuşanu G. – Contributions to Production Systems Functional Reliability Analysis, The Annals „Dunărea de Jos” University of Galaţi, ISSN 1221-4566, Fascicle V, Year XXIV (XXIX), p. 15-18, 2006. 35. Stoian C., Frumuşanu G. – Preventive Maintenance Assurance by Using Critical Track Principle, Buletinul Universităţii Tehnice „Gh. Asachi” din Iaşi, ISSN 1011-2855, Tomul LII(LVI), Fascicula 5c, p. 1115-1118, 2006. 36. Stoian C., Muşat S., Frumuşanu G. – Systems with Vibrating Hopper to Do Machine-Tools Automatic Feeding, Conf. Inter. de comunicări ştiinţifice Tehnologii moderne. Calitate. Restructurare, Vol. 3, Universitatea Tehnică a Moldovei, ISBN 978-9975-45-037-9, Chişinău, p. 130-133, 2007. 37. Stoian C. – Maşini-unelte, Bucureşti, Editura Cartea Universitară, 2008. 38. Şaumean G. A. – Maşini automate, Bucureşti, Editura Tehnică, 1957. 303

39. Tabără V., Gheghea I., Obagiu Gh., Boeriu G. – Acţionarea electrică a maşinilor-unelte, Editura didactică şi pedagogică, Bucureşti, 1980. 40. Tarău I., Stancu V., Georgescu C. – Calitate şi fiabilitate, Editura Fundaţia Universitară „Dunărea de Jos”, Galaţi, 2001. 41. Vaida Al., Botez E., Velicu S. – Proiectarea maşinilor-unelte, Editura didactică şi pedagogică, Bucureşti, 1980. 42. Zetu D. şi colab. – Maşini-unelte automate şi cu comandă numerică, Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică, 1982.

304