UNIVERSITATEA "PETROL-GAZE" PLOIESTI

FACULTATEA INGINERIE MECANICA SI ELECTRICA

CATEDRA: "DISCIPLINE MECANICE GENERALE''

PROIECTUL NR. 2

TRANSMISII MECANICE

STUDENT:

ANUL IV INGINERI SERAL

GRUPA 1432

FISA FAZELOR DE REALIZARE A PROIECTULUI

INTRODUCERE

Transmisiile mecanice sunt mecanisme elementare care asigura transmiterea energiei mecanice de la masinile motoare la masinile de lucru, precum si adaptarea parametrilor functionali ai masinilor motoare la parametrii functionali ai masinilor de lucru.

Transmisiile mecanice pot fi:

transmisii cu roti dintate(angrenaje);

transmisii cu roti de frictiune;

transmisii prin curele;

transmisii cu lant;

transmisii cu cablu.

Aceste transmisii elementare pot fi cuplate(legate) intre

ele in mod diferit, formand sisteme complexe de transmisie.

Reductoarele de turatie cu roti dintate sunt mecanisme cu raport de transmitere constant, formate din roti dintate montate fix pe arbori intr-o carcasa inchisa.

Clasificarea reductoarelor se face dupa tipul angrenajului, dupa pozitia arborilor si dupa numarul de trepte.

Dupa tipul angrenajului reductoarele pot fi:

- cilindrice (fig. 1.1.a,d,f,i,j,k);

- conice (fig.1.1.b);

- elicoidale;

- melcate (fig.1.1.c);

- pseudoconice;

- combinate - conice-cilindrice (fig.1.1.h,l);

- melcate-cilindrice;

- Planetare (fig.1.1.m).

Dupa pozitia arborilor, reductoarele pot fi:

- orizontale;

- verticale;

- inclinate.

Dupa numarul de trepte reductoarele pot fi:

- cu o treapta;

- cu doua trepte;

- cu mai multe trepte.

Tipul de reductor se alege in functie de pozitia relativa a axelor geometrice ale arborilor de intrare si de iesire din reductor, iar numarul de trepte se alege in functie de raportul de transmitere total, determinat de conditiile de functionare.

Proiectarea reductoarelor se face astfel incat acestea sa respecte urmatoarele conditii:

- rotirea arborilor in ambele sensuri;

- sarcina constanta sau variabila;

- functionare continua sau intermitenta;

- viteza periferica

- max. 20 m/s pentru angrenaje cilindrice;

- max. 16 m/s pentru angrenaje conice.

Obiectul prezentului proiect il constituie proiectarea organelor de masini ale unui sistem de transmisii mecanice cu urmatoarele caracteristici:

- transmisie prin curele trapezoidale inguste STAS 7192/2-83;

- reductor de turatie 2KC 11H-001-00 STAS 6848-87;

- arborii transmisiei prin curele rezemati pe lagare indepen-dente;

- legatura dintre motorul electric si reductor, respectiv reductor si masina de lucru, realizata prin cuplaje elastice cu bolturi ;

- actionarea se va realiza cu un motor electric iar masina de lucru va fi un amestecator de produse petroliere.

Scopul proiectului este formarea, pentru viitorii ingineri mecanici, a deprinderilor de proiectare, precum si aprofundarea cunostintelor dobandite la cursul "Organe de Masini".

CAPITOLUL 1

PROIECTAREA SCHEMEI CINEMATICE

Prin tema de proiectare se cere sa se proiecteze un sistem de transmisii format din:

a)       Transmisie prin curele trapezoidale inguste STAS 7192/2-83;

b)      Reductor de turatie 2KC 11H-001-00 STAS 6848-87.

Sistemul proiectat trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii:

a)          Arborii transmisiei prin curele vor fi rezemati pe lagare independente.

b)          Legatura dintre motorul electric si reductor, respectiv reductor si masina de lucru se realizeaza prin cuplaje elastice cu bolturi STAS 5982/1-84.

Caracteristicile tehnice ale sistemului de transmisii ce urmeaza a fi proiectat sunt urmatoarele:

Actionare cu motor electric;

Masina de lucru: amestecator fluid de foraj;

Puterea motorului: P_m=19 KW;

Turatia motorului: n_m=1500 rot/min;

- Raportul de transmisie al transmisiei prin curele: i_c=1,2;

- Raportul de transmisie al reductorului: i_r=10.

Din STAS 6848-87 se determina semnificatia simbolului reductorului 2KC 11H-001-00:

2 - reprezinta numarul de trepte al reductorului;

K - reprezinta simbolul primei trepte de angrenare - angrenaj conic;

C - reprezinta simbolul celei de-a doua trepte de angrenare - angrenaj cilindric;

1(primul) - cele doua axe ale rotilor angrenajului conic sunt orizontale (fig. 1.1.a );

1(al doi-lea) - reprezinta pozitia relativa a rotilor angrenajului cilindric (fig. 1.1.b);

Fig.1.1.

H - reductorul are axele arborilor de intrare si de iesire sunt in acelasi plan orizontal;

0(primul) - reprezinta faptul ca lagarele arborilor sunt prevazute cu rulmenti;

01 - flansa de fixare a carcasei pe fundatie este in partea inferioara (fig. 1.2.a);

00 - simbolizarea pozitiei arborilor de cuplare (fig. 1.2.b)

Fig.1.2.

Prin tema de proiectare se cere ca arborii transmisiei prin curele sa fie rezemati pe lagare independente.

Tot prin tema de proiectare se cere ca legatura dintre motorul electric si transmisia prin curele, precum si si dintre aceasta si reductorul de turatie si dintre reductorul de turatie si masina de lucru, sa se faca prin cuplaje elastice cu bolturi.

Avand in vedere aceste cerinte, schema cinematica a sistemului de transmisii va fi cea din fig.1.3.

Fig.1.3.

CAPITOLUL 2

CONSTRUCTIA SI FUNCTIONAREA SISTEMULUI DE TRANSMISIE

2.1.Constructia sistemului de transmisie

Sistemul este format din:

Sistemul de transmisie cu curele trapezoidale STAS 7192/2-83;

Reductor cu doua trepte 2 KC 11H-001-00 STAS 6848-87;

Cuplaje elastice intre elemente, realizate cu bolturi STAS 5982/1-84.

Rotile de curea 1_c si2_c sunt montate pe arborii I_c si II_c. Acestia sunt fixati in lagare independente cu ajutorul rulmentilor. Pinionul conic 1 este fixat pe arborele I si poate fi executat dintr-o bucata cu acesta sau fixat cu pana paralela. Roata conica 2 este fixata cu ajutorul penelor paralele pe arborele II. Pe acelasi arbore este fixat si pinionul cilindric cu dinti inclinati 3. Acesta poate fi executat dintr-o bucata cu arborele sau poate fi fixat cu pene paralele. Roata cilindrica cu dinti inclinati 4 este montata cu pana paralela pe arborele III care este si arbore de iesire. Arborii I, II si III sunt fixati in lagare cu ajutorul.

2.2. Functionarea sistemului de transmisie

Motorul electric produce energia mecanica necesara pentru actionarea masinii de lucru. Energia de la arborele motorului este transmisa la arborele 1_c prin intermediul cuplajului elastic CE₁. Apoi energia este transmisa prin intermediul curelei trapezoidale la roata de curea 2_c. Prin intermediul penei paralele, roata de curea transmite miscarea la arborele II_c , iar acesta la randul sau o transmite la arborele I prin intermediul cuplajului elastic CE₂. Arborele I antreneaza pinionul 1 datorita asamblarii cu pana paralela sau, direct, in cazul in care aceasta este executata din aceeasi bucata cu arborele.

Miscarea se transmite mai departe la arborele II prin intermediul angrenajului conic cu dinti drepti , compus din pinionul 1 si roata 2. De la arborele II la arborele III, miscarea este transmisa prin intermediul angrenajului cilindric cu dinti inclinati, compus din pinionul 3, fixat pe arborele II si roata 4, fixata pe arborele III. Arborele III este antrenat prin intermediul penei paralele transmitand astfel mai departe energia catre masina de lucru (in cazul de fata - amestecator de produse petroliere), prin intermediul cuplajului elastic CE₃.

CAPITOLUL

ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC

Actionarea sistemului de transmisie se realizeaza cu ajutorul unui motor electric asincron, trifazat, curotorul in scurt-circuit, in constructie antiexploziva, antideflagranta, tip ASA-180L-4, care are urmatoarele caracteristici:

-P_m= 22 [kW];

-n_m= 1460 [rot/min];

-h

-cosj

-I_n= 46 [A];

-

- ;

- ;

Schita motorului, cu principalele dimensiuni , este data in figura 3.1.

fig

CAPITOLUL 4

CALCULUL UNOR MARIMI CINEMATICE SI DINAMICE

4.1. Calculul rapoartelor de transmitere.

- Raportul de transmitere al transmisiei prin curele este:

i_C=1,2

- Raportul de transmitere al reductorului de turatie este:

i_R=10

- Raportul total de transmitere al sistemului de transmisii este:

i_T=i_C x i_R=1,2 x 10=12

Pentru a imparti raportul de transmitere al reductorului de turatie pe treptele de reducere, se pot utiliza diferite criterii de optimizare.

Se admite pentru treapta I-a de reducere (angrenajul conic):

i₁ =2,8

Raportul de transmitere al treptei a II-a de reducere (angrenajul cilindric cu dinti inclinati):

4.2. Determinarea numarului de dinti al rotilor dintate.

La angrenajele conice cu dinti drepti, executate din oteluri de imbunatatire, se recomanda ca numarul de dinti al pinionului sa fie:

Z₁=15..25

Se admite: z₁=21 dinti;

Numarul de dinti al rotii conice conduse este:

Z₂=u₁ x z₁=2,8 x 21=58,8, unde u_1,2=

Se admite: z₂=59 dinti;

Numarul maxim de dinti al pinionului angrenajului cilindric cu dinti inclinati, executat din oteluri de imbunatatire, se calculeaza cu relatia:

; unde

Se admite

b - unghiul de inclinare al dintilor. Pentru roti din oteluri de imbunatatire se recomanda b

Se admite b

Pentru 35< z_3max < 45 se recomanda z₃= 26.28

Se admite z₃= 28 dinti

Numarul de dinti al rotii cilindrice conduse este:

Se admite z₄=100 dinti.

4.3. Recalcularea rapoartelor de transmitere

Raportul de transmitere al angrenajului conic este:

Raportul de transmitere al angrenajului cilindric cu dinti inclinati este:

Raportul de transmitere al reductorului este:

4.4. Calculul turatiilor rotilor sistemului de transmisie

Turatia rotii de curea conducatoare:

Turatia rotii de curea condusa:

Turatia pinionului conic:

Turatia rotii conice conduse:

Turatia rotii cilindrice cu dinti inclinati, conduse:

4.5. Calculul vitezelor unghiulare ale rotilor

Viteza unghiulara se calculeaza cu relatia:

Turatiile si vitezele unghiulare ale rotilor sunt date in tabelul 4.1.

Tabelul 4.1.

4.6. Calculul randamentelor sistemului de transmisii

Randamentul curelei trapezoidale:

Se recomanda:

Se admite:

Randamentul rulmentilor:

Se recomanda:

Se admite:

Randamentul transmisiei prin curele trapezoidale este:

Randamentul angrenajului conic cu dinti drepti:

Se recomanda:

Se admite:

Randamentul angrenajului cilindric cu dinti inclinati:

Se recomanda:

Se admite:

Randamentul reductorului de turatie va fi:

Randamentul total al sistemului de transmisie va fi:

unde - randamentul cuplajului elastic cu bolturi

4.7. Calculul puterilor nominale la rotile sistemului de transmisie

Puterea la roata conducatoare:

Puterea la roata de curea condusa:

Puterea la pinionul conic:

Puterea la roata dintata conica:

Puterea la pinionul cilindric cu dinti inclinati:

Puterea la roata dintata cilindrica:

4.8. Determinarea puterilor de calcul la rotile sistemului de transmisie

Puterea de calcul se determina cu relatia:

unde - coeficient de suprasarcina si soc.

Pentru masina de lucru utilizata, si anume amestecator de produse petroliere, datorita functionarii fara socuri, se recomanda

Datorita acestui fapt valorile puterilor de calcul vor fi egale cu valorile puterilor nominale.

4.9. Calculul momentelor de torsiune nominbale la roti

Momentele de torsiune se calculeaza cu relatia:

4.10. Determinarea momentului de torsiune de calcul la roti

Momentul de torsiune de calcul se determina cu relatia:

Pentru masina de lucru data (amestecator de produse petroliere) se admite

In acest caz valoarea momentelor de torsiune de calcul va fi egala cu valoarea momentelor de torsiune nominale.

Puterile nominale si de calcul sunt date in tabelul 4.2.

Tabelul 4.2.

CAPITOLUL 5

CALCULUL TRANSMISIEI PRIN CURELE TRAPEZOIDALE

Calculul transmisiei prin curele trapezoidale se executa conform STAS 1163-71.

5.1. Date initiale de proiectare

Puterea nominala la roata conducatoare:

2.Turatia rotii de curea conducatoare:

Raportul de transmitere:

Regimul de lucru al transmisiei:

Actionarea este asigurata de un motor electric asincron;

Masina de lucru este un amestecator de produse petroliere;

Numarul de schimburi de lucru in 24 ore - 1 schimb de 8 ore.

5.2. Calculul elementelor constructive si functionale ale transmisiei

Tipul curelelor:

Din STAS 1163-71, pentru P_1c=21,67 [KW} si n_1c=1460[rot/min], se alege curea trapezoidala ingusta tip SPA cu D_p1=90.250 [mm].

Diametrul primitiv al rotii de curea conducatoare :

Se admite D_p1=200 [mm]

3.Diametrul primitiv al rotii de curea conduse:

Schema cinematica a transmisiei prin curele, cu principalele elemente geometrice este data in figura 5.1.

Fig.5.1.

4. Distanta dintre axe:

Se recomanda:

Se admite:

5. Unghiul dintre ramurile curelei:

Acesta se calculeaza cu formula:

6. Unghiul de infasurare la roata mica de curea:

8. Lungimea primitiva a curelei:

Din STAS 1163-71 se alege:

9. Recalcularea distantei dintre axe:

10. Viteza periferica a curelei:

Coeficientul de functionare:

Se admite: c_f= 1,5 conform STAS1163-71;

Coeficientul de lungime:

Se admite: c_l=0,95 conform STAS1163-71;

Coeficientul de infasurare:

Se admite: c_b=0,99 conform STAS1163-71;

12. Puterea nominala transmisa de o curea:

Pentru: - D_p1=200 [mm];

n₁=1460 [rot/min];

c=1,2

Prin interpolare liniara se obtine: P₀=8,5 [kW].

13. Numarul de curele preliminar:

14. Numarul definitiv de curele:

; Se admite: z=5.

15. Coeficientul numarului de curele: se alege conform STAS 1163-71.

c_z= 0,9

16. Numarul de roti ale transmisiei: 2 roti.

17. Frecventa incovoierilor curelei:

18. Forta periferica transmisa:

Schita rotilor de curea, impreuna cu principalele dimensiuni este data in fig. 5.2. si in tabelul 5.3.(conform STAS 1162-84):

Fig. 5.2.

Tabelul 5.3.

CAPITOLUL 6

CALCULUL DE REZISTENTA AL ORGANELOR DE MASINI ALE REDUCTORULUI

6.1. Calculul angrenajului cilindric cu dinti inclinati

Date de proiectare:

1.1. Puterea nominala la roata conducatoare:

P₃=19,68[kW]

Turatia pinionului:

n₃=433[rot/min]

Raportul de angrenare:

Numarul de dinti al:

- pinionului: z₃=28 dinti

- rotii: 100 dinti

Unghiul de inclinare al dintilor:

b

Durata minima de functionare a angrenajului:

Se recomanda: L_h=15000...20000 ore

Se admite L_h=19000 ore

Conditiile de functionare ale angrenajului:

masina motoare - motor electric asincron cu rotorul in scurt-circuit;

masina de lucru - amestecator de fluid de foraj;

caracterul sarcinii - uniforma.

Numarul de roti cu care angreneaza:

pinionul: c

roata: c

Profilul cremalierei de referinta:

- unghiul de presiune de referinta normal:

a_n

coeficientul normal al inaltimii de referinta a dintelui: 

h^*_an

coeficientul normal al jocului la capul dintelui:

c*_n

Alegerea materialelor si a tensiunilor limita:

Pentru executia rotilor dintate se alege ca material otelul OLC45, care are urmatoarele caracteristici mecanice:

H_B=170

Se admite H_B=H_B3=H_B4=185

s_r 730 [N/mm²].

Se admite s_r3 s_r4=685[N/mm²]

s s_c=370[N/mm²]

Tensiunile limita ale materialului vor fi:

Tensiunea limita pentru solicitarea de contact:

s_Hlim3 s_Hlim4=570[N/mm²]

Tensiunea limita pentru solicitarea de incovoiere a  dintilor:

s_Flim3 s_Flim4=460[N/mm²]

3. Calculul de predimensionare a angrenajului

3.1. Numarul de dinti al :

pinionului: z₃=28

rotii: z₄=100

3.2. Raportul de angrenare:

3.3.Numarul critic de dinti al pinionului:

Se admite:

3.3.1. Factorul de elasticitate al materialului rotilor:

Din anexa 25 (pag. 412):

3.3.2. Factorul de inclinare a dintilor pentru solicitarea de contact:

3.3.3. Factorul zonei de contact:

3.3.4. Tensiunea admisibila pentru solicitarea de incovoiere:

Numarul de cicluri de functionare:

- al pinionului:

- al rotii:

Factorul durabilitatii pentru solicitarea de incovoiere

Y_N3=Y_N4=1, pentru N_L3=N_L4>N_BF=3x10⁶ cicluri

Numarul de dinti ai rotilor de inlocuire

Factorul de corectie a tensiunii de incovoiere de la baza dintelui

Din anexa 18 (pag. 411),

pentru z_n3=28,87 si x_n3=0 T Y_Sa3=1,58

pentru z_n4=104,7 si x_n4=0 T Y_Sa4=1,8

Factorul relativ de sensibilitate al materialului la concentratorul de tensiuni de la baza dintelui

Din anexa 14 (pag. 402),

pentru Y_Sa3=1,58 si s =690[N/mm²] TY_d

Tensiunea admisibila la solicitarea de incovoiere este:

3.3.5. Tensiunea admisibila la solicitarea de contact a flancurilor

, unde:

Factorul raportului duritatii flancurilor Z_w (anexa 12, pag. 402):

Pentru ambele roti, cu duritatea flancurilor HB

T Z_w=1

Factorul durabilitatii pentru solicitarea de contact (anexa 13, pag. 406)

Pentru oteluri de imbunatatire, si N_L3,N_L4>N_BH=5x10⁷

T Z_N3=Z_N4=1

T

T s_HP [N/mm²]

Din anexa 6, pag. 389, pentru x_n3=0 si z_n3crY_Fa3Y_Sa3=467,906

T Numarul critic de dinti al rotii echivalente:

z_n3cr=107,51

T Numarul critic de dinti al pinionului va fi: 

3.4. Criteriul sigurantei in functionare a angrenajului

Deoarece z₃=28<z_3cr=102,68, solicitarea la presiune de contact a flancurilor este mai restrictiva decat solicitarea la incovoiere a dintilor.

3.5. Distanta dintre axe

Din conditia de rezistenta la presiune de contact a flancurilor se calculeaza:

coeficientul de latime al danturii (din anexa 19 pag. 413 pentru reductoare cu doua trepte):

pentru treapta a II-a: y_a

Se admite: y_a

coeficientul regimului de functionare (din anexa 1, pag. 372, pentru amestecator produse petroliere, actionat electric):

K_A=1,25

Din STAS 6055-80 se alege distanta dintre axe standardizata :

a_w= 250 mm

Modulul danturii este :

se admite m_n=4 mm

Se admite X_n3=0,4 ; X_n4=0,6 varianta B)

4.Calculul elementelor geometrice ale angrenajului

4.1. Date initiale privind definirea geometrica a danturilor angrenajului:

Numerele de dinti:

Z₃=28

Z₄=100

Modulul normal:

M_n=4 [mm]

Unghiul de inclinare de divizare:

b

4. Elementele profilului de referinta (conform STAS 821-82)

unghiul de presiune de referinta normal: a_n

coeficientul normal al capului de referinta: h_an^*=1,0;

coeficientul normal al jocului la capul dintelui:c^*=0,25.

5.Coeficientii normali ai deplasarilor de profil:

x_n3=0,4

x_n4=0,6

6. Coeficientul frontal al deplasarii profilului:

7. Coeficientul normal al deplasarilor de profil insumate:

8. Coeficientul frontal al deplasarilor de profil insumate:

9. Distanta intre axe de referinta:

10. Unghiul de presiune de referinta frontal:

11. Involuta unghiului de presiune de referinta frontal:

12. Involuta unghiului de angrenare frontal:

13. Unghiul de angrenare frontal:

14. Distanta dintre axe:

Calculul elementelor geometrice ale rotilor si angrenajului

15. Modulul frontal:

16. Diametrele de divizare:

17. Diametrele de rostogolire:

18. Coeficientul normal de modificare a distantei dintre axe

19. Coeficientul normal de modificare a jocului la capul dintelui:

20. Diametrul de picior:

21. Inaltimea de referinta a dintelui:

22. Inaltimea dintelui scurtat:

23. Diametrul de cap de referinta:

24. Diametrul de cap scurtat:

25. Diametrul cercului de baza:

26. Unghiul de inclinare pe cilindrul de baza:

27. Unghiul de inclinare pe cilindrul de rostogolire:

28. Unghiul de angrenare normal:

29. Pasul normal:

30. Pasul frontal:

31. Latimea rotilor:

se admite: b₄=120[mm]

b₃=b₄+(5.10)mm;

se admite: b₃=120+6=126[mm]

`Schita angrenajului este data in fig.6.1, iar schitele pinionului si rotii dintate sunt date in fig. 6.2.

fig. 6.1

fig.6.2.

4.4. Calculul gradelor de acoperire:

Gradul de acoperire frontal:

Gradul de acoperire suplimentar:

Gradul de acoperire total:

4.5. Calculul elementelor geometrice ale angrenajului echivalent:

Numerele de dinti ale rotilor echivalente:

Diametrele de divizare:

Diametrele cercurilor de cap:

Distanta dintre axe:

Diametrele cercurilor de baza:

Gradul de acoperire:

5. Calculul de verificare a tensiunilor:

Viteza periferica pe cercul de divizare:

2. Alegerea treptei de precizie si a tehnologiei de executie a rotilor dintate:

Din anexa 21(pag. 44), pentru reductoare de uz general, dantura inclinata si 2<v<5 m/s, se alege treapta a 8-a de precizie.

3. Alegerea rugozitatii flancurilor si a zonei de racordare:

Din anexa 22 (pag, 415), pentru frezarea ingrijita a danturii, cu freza melc, rugozitatea flancurilor se alege:

R_a3=R_a4=0,8 mm

Rugozitatea zonei de racordare va avea o valoare imediat superioara, adica:

R_a3=R_a4=1,6 mm

4. Alegerea lubrefiantului:

Din anexa 23 (pag,415), pentru otel cu s_r<1000 N/mm² si 2,5<v<5, se alege uleiul TIN 125 EP,care are viscozitatea n=125 mm²s^-1.

5. Tensiunea efectiva de contact dintre flancuri:

Factorul de elasticitate al materialului rotilor (din anexa 25,pag. 412, pentru otel laminat):

Z_E=189,8

Factorul zonei de contact pentru verificare (tabelul 1.1, pag. 357)

Factorul gradului de acoperire (tabelul 1.1, pag.358), pentru:

solicitarea de contact, pentru e_b

solicitarea de incovoiere, pentru dinti inclinati

Factorul inclinarii dintilor (tabelul 1.1, pag.356), pentru solicitarea:

de contact:

de incovoiere:

Deoarece , se admite

Intrucat , se admite

Factorul regimului de functionare:

K_A=1,25

Factorul dinamic (anexa 2, pag. 357):

Daca e_b 1, se alege din figura A 2.2, pag. 374, pentru

si treapta a 8-a de precizie, rezulta:

K_V=1,05

Factorul de forma al dintelui (anexa 17, pag.408):

Y_Fa3=2,18, pentru z_n3=29,21 si x_n3=0,4

Y_Fa4=2,06, pentru z_n4=104,32 si x_n4=0,6

Factorul de corectie a tensiunii de incovoiere de la baza dintelui (anexa 18, pag. 411):

Y_Sa3=1,8, pentru z_n3=29,21 si x_n3=0,4

Y_sa4=1,94, pentru z_n4=104,32 si x_n4=0,6

Factorul de repartizare a sarcinii pe latimea dintilor (anexa 3 pag.381), pentru:

solicitarea de contact:

Pentru si duritatea flancurilor <350 HB,

Din fig. A.3.2.a, curba 4, rezulta: K_Hb .

solicitarea de incovoiere:

Din fig. A.3.2.b, curba 4, pentru rezulta: K_Fb .

Factorul de repartizare a sarcinii in plan frontal pe perechile de dinti aflati simultan in angrenare (anexa 4, pag. 385), conform DIN 3990-70 pentru:

solicitarea de contact:

unde q_a este un factor auxiliar. Pentru roti cu duritati < 350HB:

Din anexa 2, pag. 377, pentru treapta a 8-a de precizie, diametrul d₄=406 , modulul m_n=4 mm, abaterea efectiva a pasului de baza este: f_bpr=f_pb4=26 mm.

Forta tangentiala este :

. Se admite

solicitarea de incovoiere:

K_Fa=q_a x e_a pentru e_a < 2 si

q_a >

K_Fa=1 x 1,4736= 1,4736

Tensiunea efectiva de contact este:

6.Tensiunea efectiva de incovoiere de la baza dintilor:

- pinionului:

rotii:

Tensiunea admisibila (tabelul 1.2, pag. 389), pentru solicitarea:

- de contact:

- de incovoiere:

Factorul raportului duritatilor flancurilor (anexa 12, pag, 402)

Z_w=1, pentru ambele roti cu duritati 350HB

Factorul rugozitatii flancurilor pentru solicitarea:

- de contact:

, unde

Din anex 10, pag. 400, pentru R_z100=3,8 si s_Hlim < 850[N/mm²], rezulta:

Z_R=1

- de incovoiere:

Rugozitatea zonei de racordare R_a3=R_a4=1,6 mm

R_z3=R_z4=6R_a3=6x1,6=9,6 mm

Pentru R_z3=R_z4=9,6 mm si oteluri imbunatatite vom avea

Y_R3=Y_R4=1

Factorul de viteza pentru solicitarea de contact (anexa 11, pag. 401), pentru v = 2,578 m/s si duritatea flancurilor s_Hlim1 s_Hlim2< 850 N/mm²:

Z_V=0,95

Factorul de marime pentru solicitarea:

- de contact (tab. 1.2, pag. 360):

Z_X=1

- de incovoiere (anexa 15, pag. 401, pentru m_n= 3,5mm si otel imbunatatit):

Y_X3=Y_X4=1

Factorul relativ de sensibilitate a materialului la concentratorul de tensiuni de la baza dintelui (anexa 14, pag. 402):

Y_d =1,01, pentru Y_Sa3=1,8 si otel cu s =370 N/mm²

Y_d =1,03, pentru Y_Sa4=1,94 si otel cu s =370 N/mm²

Factorul durabilitatii (anexa 13, pag. 404), pentru:

- solicitarea de contact:

Z_N3=Z_N4=1, pentru N_L3,N_L4 > N_BH=5x10⁷ cicluri

- solicitarea de incovoiere:

Y_N3=Y_N4=1, pentru N_L3,N_L4 > N_BF=3x10⁶ cicluri

Factorul de ungere(anexa 9, pag. 400)

Z_L=1,03,  pentru otel cu s_Hlim < 850 N/mm² si viscozitatea

n = 125 mm²s^-1

Coeficientii de siguranta pentru solicitarea:

- de contact: S_Hmin=1,15

- de incovoiere: S_Fmin=1,25

Tensiunea admisibila pentru solicitarea de contact:

Tensiunea admisibila pentru solicitarea de incovoiere:

- a pinionului:

- a rotii:

s_H=439,101 [N/mm²] < s_HP=484,996 [N/mm²]

s_F3 [N/mm²] < s_FP3=371,68 [N/mm²]

s_F4=75,54 [N/mm²] < s_FP4=379,04 [N/mm²]

6.2. Calculul angrenajului conic cu dinti drepti

1. Date de proiectare:

1.1. Puterea nominala la roata conducatoare:

P₁=20,39 [kW]

1.2.Turatia pinionului:

n₁=1217 [rot/min]

1.3. Raportul de angrenare:

u₁ =2,81

1.4. Numarul de dinti al:

- pinionului: z₁=21 dinti

- rotii: z₂= 59 dinti

1.5. Durata minima de functionare a angrenajului:

Se recomanda L_h=15000..20000 [ore]

Se admite L_h=19000 [ore]

1.6. Conditiile de functionare ale angrenajului:

- masina motoare: motor electric asincron cu rotorul in scurt-circuit;

- masina de lucru: amestecator fluid de foraj;

- caracterul sarcinii: uniforma.

1.7. Numarul de roti cu care angreneaza roata:

- conducatoare: c

- condusa: c

1.8. Profilul cremalierei de referinta:

unghiul de presiune de referinta: a

coeficientul inaltimii capului de referinta: h_a^*=1,0;

coeficientul jocului la capul dintelui: c^*=0,25.

2. Alegerea materialelor si a tensiunilor limita:

2.1. Pentru executia rotilor dintate se alege ca material otelul OLC45, cu urmatoarele caracteristici mecanice:

HB=170.200; Se admite HB=185=HB₁=HB₂=185

s_r=610.730[N/mm²]; Se admite s_r1 s_r2=685[N/mm²]

2.2.Tensiunile limita ale materialului vor fi:

- Tensiunea limita pentru solicitarea de contact:

s_Hlim1 s_Hlim2=570 [N/mm²]

- Tensiunea limita pentru solicitarea de incovoiere a dintilor:

s_Flim1 s_Flim2=460 [N/mm²]

3. Calculul de predimensionare a angrenajului

3.1. Numarul de dinti al:

pinionului: z₁=21 dinti

rotii: z₂=59 dinti

3.2. Raportul de angrenare:

u₁ =2,81

3.3. Numarul critic de dinti al pinionului:

Factorii din relatia de mai sus se iau conform tabelului 1.1, pag. 356.

3.3.1. Factorul de elasticitate al materialului rotilor (anexa 25, pag. 412):

Factorul zonei de contact:

3.3.3. Factorul de repartizare a sarcinii pe latimea dintelui pentru solicitarea:

- de contact:

K_Hb (tab.1.1, pag. 358)

Se admite K_Hb

- de incovoiere:

K_Fb

Se admite K_Fb

3.3.4. Tensiunea admisibila pentru solicitarea de incovoiere a dintilor, pentru calculul de predimensionare, se calculeaza cu relatia:

numarul de cicluri de functionare:

- al pinionului:

cicluri

- al rotii:

cicluri

factorul durabilitatii pentru solicitarea de incovoiere:

Y_N1=Y_N2=1, pentru N_L1,N_L2 > N_BF=3x10⁶ cicluri

semiunghiul conului de rostogolire:

numarul de dinti al rotilor virtuale:

Factorul de corectie a tensiunii de incovoiere de la baza dintelui. Din anexa 18, pag. 411, pentru z_n T Y_Sa1=1,56, iar pentru z_n T Y_Sa2=1,84.

Factorul relativ de sensibilitate a materialului la concentratorul de tensiuni de la baza dintelui.

Din anexa 14, pag. 402, pentru Y_Sa1=1,56 si s =370 N/mm²

T Y_d

Pentru Y_Sa2=1,84 si s =370 N/mm²

T Y_d

Tensiunea admisibila la solicitarea de incovoiere este:

3.3.5. Tensiunea admisibila la solicitarea de contact a flancurilor:

, unde:

Factorul raportului duritatii flancurilor (anexa 12, pag. 402):

Z_W=1, pentru H_B

Factorul durabilitatii pentru solicitarea de contact. Din anexa 13, pag.406, pentru oteluri de imbunatatire si N_L1,N_L2 > N_BH=5x10⁷ cicluri:

Z_N1=Z_N2=1

=

Din anexa 6, pag. 389, pentru x₁=0 si Z_n1crY_Sa1Y_Fa1=339,46

T numarul critic de dinti al rotii virtuale.

z_n1cr

Numarul critic de dinti al pinionului este:

3.4. Criteriul sigurantei in functionare a angrenajului

Deoarece Z₁=21 < Z_1cr=82,142 T solicitarea la presiune de contact a flancurilor este mai restrictiva decat solicitarea la incovoiere a dintilor.

3.5. Generatoarea exterioara a conului de divizare

Din conditia de rezistenta la presiune de contact a flancurilor se calculeaza astfel:

Coeficientul de latime al danturii(anexa 19, pag 413)

Pentru danturi conice drepte, supuse la solicitari cu socuri mici, se recomanda Y_R

Se admite Y_R

Coeficientul regimului de functionare (anexa 1, pag. 372):

Pentru amestecator fluid de foraj, actionat de motor electric:

K_A=1,25

Factorul dinamic(tabelul 1.1, pag. 358):

K_V=1,1.1,2;  Se admite K_V=1,13

T

Modulul danturii va fi:

Din STAS 822-82 se admite m_n=6 [mm].

4. Calculul elementelor geometrice ale angrenajului.

4.1. Date intiale privind definirea geometrica a danturilor si angrenajului:

1. Numerele de dinti:

Z₁=21

Z₂=59

2. Modulul:

m=6[mm]

3. Elementele profilului de referinta:

- unghiul de presiune de referinta: a

- coeficientul capului de referinta: h_a^*=1,0;

- coeficientul jocului la capul dintelui: c^*=0,25.

4.2. Calculul elmentelor geometrice ale angrenajului:

4. Diametrele cercurilor de divizare:

5. Lungimea exterioara a generatoarei conului de divizare:

6. Inaltimea capului dintelui:

7. Inaltimea piciorului dintelui:

8. Inaltimea dintelui:

9. Diametrele cercurilor de cap:

10. Diametrele cercurilor de picior:

11. Unghiul capului dintelui:

12. Unghiul piciorului dintelui:

13. Semiunghiul conului de cap:

14. Semiunghiul conului de picior:

15. Inaltimea exterioara a conului de cap:

16. Distanta de asezare:

L₁ si L₂ se stabilesc constructiv, prin desenarea angrenajului:

L₁=

L₂=

17. Distanta de cap:

18. Lungimea dintilor rotilor:

Se admite b₁=b₂=48 [mm]

19. Lungimea generatoarei exterioare medii:

20. Diametrul de divizare mediu:

Schita angrenajului este data in figura 6.3, iar schitele pinionului si a rotii dintate sunt date in figura 6.4.

fig

fig. 6.4.

Dimensiunile angrenajului sunt urmatoarele:

R=186,4785 [mm];

h_a=6 [mm];

h_f=7,5 [mm];

b₁=b₂=48 [mm];

a₁= [mm];

a=52 [mm];

d₁=(1,6.1,8)d; se admite d₁=1,8d =94 [mm];

d=m z₂=316 [mm];

Se admite D₁=102 [mm];

d₂=40 [mm];

s= (3-4)m; se admite s=3,5m=3,5x4=14 [mm]

Calculul elementelor geometrice ale angrenajului de inlocuire

Numarul de dinti al rotilor virtuale (de inlocuire)

Diametrele de divizare

d_v1=m z_v1=6x22,29=133,74 mm

d_v2=m z_v2=6x175,975=1055,85 mm

Diametrele cercurilor de cap

d_av1=d_v1+2 m h_a^*=133,74+2x6x1,0=145,74 mm

d_av2=d_v2+2 m h_a^*=1055,85+2x6x1,0=1067,85 mm

4. Diametrele cercurilor de baza

d_bv1=d_v1 cosa cos20 ^o=125,6745 mm

d_bv2=d_v2 cosa cos20 ^o=992,1745 mm

5. Distanta dintre axe

6.Gradul de acoperire al angrenajului virtual

7. Distanta dintre axe a angrenajului virtual mediu

5. Calculul de verificare a tensiunilor

1.Viteza periferica pe cercul de divizare

2. Alegerea treptei de precizie si a tehnologiei de executie a rotilor dintate

Din anexa 21 pag. 414 pentru reductoare de uz general , dantura dreapta si viteza v=7,025 m/s se alege treapta a 6-a de precizie.

Prelucrarea se face prin rectificare.

3. Alegerea rugozitatii flancurilor si a zonei de racordare

Din anexa 22 pag. 415 pentru mortezarea danturii, rugozitatea flancurilor se alege:

R_a1=R_a2=0,4 mm

Rugozitatea zonei de racordare are o valoare imediat superioara, adica este:

R_a1=R_a2=0,8 mm

4. Alegerea lubrefiantului

Lubrifiantul treptei a I-a este acelasi cu cel al treptei a II-a, deci va fi uleiul TIN 125 EP, care are vascozitatea:

n=125 mm²s^-1.

5. Tensiunea efectiva de contact dintre flancuri este:

Factorul de elasticitate al materialului rotilor:

Z_E=189,8, pentru otel laminat.

Factorul zonei de contact pentru verificare (tabelul 1.1 pag.357) pentru dinti drepti:

Factorul regimului de functionare:

K_A=1,25 (anexa 1 pag. 372).

Factorul dinamic:

Pentru si treapta a 6- a de precizie se alege K_V=1,05 (anexa 2 pag.373).

Factorul de forma al dintelui(anexa17 pag. 408):

Y_Fa1=2,7 pentru Z_V1=22,29 si X₁=0

Y_Fa2=2,12 pentru Z_V2=175,975 si X₂=0

Factorul de corectie a tensiunii de incovoiere de la baza dintelui:

Y_Sa1=1,55 pentru Z_V1=22,29 si X₁=0

Y_Sa2=1,83 pentru Z_V2=175,975 si X₂=0

(anexa18 pag. 411).

Factorul de repartizare a sarcinii pe latimea dintilor pentru:

solicitarea de contact:

Din anexa 3 pag. 381 pentru oteluri imbunatatite si HB≤350

se alege K_Hb

solicitarea de incovoiere:

se alege K_Fb

Tensiunea efectiva de contact este:

6. Tensiunea efectiva de incovoiere la baza dintilor  

pinionului este:

rotii este:

7. Tensiunea admisibila pentru solicitarea

de contact:

de incovoiere:

(tabelul 1.2 pag. 389)

Factorul raportului duritatii flancurilor

Z_w=1 pentru ambele roti cu duritati ≤350 HB (anexa 12 pag. 402).

Factorul rugozitatii flancurilor pentru solicitarea :

de contact:

, unde R_z1=6 R_a1=6x0 =2,4 mm

R_z2=6 R_a2=6x0,4=2,4mm

Din anexa 10 pag.400 pentru R_z100=1,052 si s_{H lim}=800 N/mm²

Se alege Z_R=1,2.

de incovoiere:

Rugozitatea zonei de racordare este R_a1=R_a2=0,8mm

R_z1=R_z2=6R_a1=6x0,8=4,8mm

Pentru R_z1=R_z2=4,8mm si oteluri imbunatatite din anexa 10 pag. 400 se alege Y_R1=Y_R2=1,05.

Factorul de viteza pentru solicitarea de contact:

Pentru v=7,025 m/s si s_{H lim 1} s_{H lim 2}<800 N/mm² se alege din anexa 11 pag. 401 Z_v=0,98.

Factorul de marime pentru solicitarea:

de contact (tab. 1.2 pag.360, pct.2.4)

se alege Z_x=1

de incovoiere(anexa 15 pag. 401)

pentru m_n=6 mm si OLC 45 se alege Y_x1=Y_x2=1.

Factorul relativ de sensibilitate al materialului la concentratorul de tensiuni de la baza dintelui(anexa 14 pag. 402)

Y_d =0,96 pentru Y_Sa1=1,55 si otel cu s =370N/mm²

Y_d =1, pentru Y_Sa2=1,83 si otel cu s =370N/mm²

Factorul durabilitatii( anexa 13 pag. 404, tabele A13.1 si A.13.2) pentru oteluri de imbunatatire:

- pentru sollicitarea de incovoiere:

Y_N1=Y_N2=1, pentru N_L1=N_L2 > N_BF=3x10⁶ cicluri

- pentru solicitarea de contact:

Z_N1=Z_N2=1, pentru N_L1=N_L2 > N_BF=5x10⁷ cicluri

Factorul de ungere(anexa 9, pag.400):

Z_L=1,03, pentru otel cu s_Hlim <800 N/mm² si n=125mm²s^-1

Coeficientii de siguranta pentru solicitarea:

- de contact:

S_Hmin=1,15

- de incovoiere:

S_Fmin=1,25

Tensiunea admisibila pentru solicitarea de contact va fi:

Tensiunea admisibila pentru solicitarea de incovoiere:

- a pinionului:

- a rotii:

s_H=417,305 [N/mm²] < s_HP [N/mm²]

s_F1 [N/mm²] < s_FP1= 370,944[N/mm²]

s_F2=60,875 [N/mm²] < s_FP2= 386 [N/mm²]

6.3. Calculul fortelor in angrenajele reductorului

Fortele ce actioneaza asupra angrenajelor reductorului sunt date in fig.6.5.

Fig. 6.5.

- Momentele de torsiune la rotile conducatoare sunt:

M_tc1=160 x 10³ [N*m]

M_tc3=434,051 x 10³ [N*m]

- Fortele in angrenajul conic cu dinti drepti:

Forta normala de angrenare:

, unde:

forta tangentiala

Forta radiala:

Forta axiala:

Daca se neglijeaza frecarea in cupla cinematica superioara T

F_n2 = F_n1= 3090 N;

F_t2 = F_t1= 2903 N;

F_a2 = F_r1 = 355 N;

F_r2 = F_a1 = 3090 N.

- Fortele in angrenajul cilindric cu dinti inclinati:

Forta tangentiala:

Forta radiala:

Forta axiala:

Forta normala de angrenare:

Neglijand frecarea in cupla cinematica superioara, dintre dintii rotilor dintate se poate considera:

F_n4 =F_n3 = 8244 [N];

F_t4 = F_t3 = 7536 [N];

F_r4 = F_r3 = 3066 [N];

F_a4 = F_a3 = 1263 [N].

6.4. Calculul unor dimensiuni ale reductorului

Schita sectiunii prin planul de separatie al carcasei reductorului este data in figura 6.6.

fig. 6.6

Principalele dimensiuni ale reductorului sunt:

Distanta de la roata dintata la peretele carcasei:

a = 10.15 [mm]

Se admite a = 15mm

Latimile rotilor:

A₁,A₂, rezulta constructiv prin desenarea rotilor conice, considerand grosimea obadei:

a₁ = (1,5.2,5)m [mm]

Se admite a₁=1,5m=1,5x6=9 [mm]

TA₁=57 [mm]

A₂=36 [mm]

Distanta dintre rotile montate pe acelasi arbore:

c= 10.15 [mm]

Se admite: c= 15 [mm]

Distanta de la marginea rulmentului la marginea carcasei:

l₂= 5.10 [mm]

Se admite: l₂= 10 [mm]

Grosimea carcasei:

Se admite:

Diametrul suruburilor de fundatie:

d= (1,5.2)d

Se admite:d=2d=26 [mm]

Diametrul suruburilor de fixare a lagarelor:

d₁=0,75d=0,75x26=20 [mm]

Diametrul suruburilor de imbinare a flanselor:

d₂=0,5d=0,5x26=13 [mm] se admite M16

Latimea totala a flanselor carcasei:

Schita imbinarii cu surub a flanselor este data in figura 6.7.

Fig. 6.7.

K_t=a+b+d

Pentru suruburi M10 se alege  a=30 mm.

b=26 mm

T K_t=30+26+13=69 mm

distanta de la periferia rotii la carcasa:

D d=1,2x13>

Se admite: D= 20 mm

Latimea rulmentilor arborilor se stabileste facand un calcul de predimensionare a arborilor de intrare si de iesire al reductorului. Astfel:

Pentru arborele de intrare :

M_tc1=M_t1=160x10³ [Nxmm]

Din conditia de rezistenta la torsiune :

, unde: t_a s_a

Arborele se executa din otelul OLC45, cu:

s_c=370 [N/mm²]

s_r=670 [N/mm²]

Pentru s_r=670 [N/mm²], se admite s_a=105,5 [N/mm²]

Se admite t_a s_a=0,6x105,5=63,3 [N/mm²]

T

Se admite d=25 [mm]

Din STAS 3920-68 se alege rulmentul radial-axial cu role conice, seria 30305, cu urmatoarele dimensiuni:

T=18,25 [mm];

D=62 [mm];

d=25 [mm];

C=3000 [daN];

C₀=2700m [daN];

Se admite B₁=T=19 [mm].

Pentru arborele de iesire:

M _tc4=M _t4=1529,973 [Nm]

Arborele se executa din OLC 45, cu urmatoarele caracteristici:

s_c=370[N/mm²]

s_r=670[N/mm²]

s_a [N/mm²]

Se admite t_a s_a=0,6x105,5=63,3N/mm².

se admite d=50 mm.

Din STAS 3920 - 68 se alege rulmentul radial axial cu role conice, seria 30310 cu urmatoarele dimensiuni:

d=50 mm

T=29,25 mm

D=110 mm

C=11000 da N

C₀=8500 da N.

Se admite B₃ T 30mm.

Rulmentii arborelui intermediar au latimea B₁< B₂ < B₃.

Se admite T₂=25,25 mm, B₂=26 mm, D=90, d=40 mm cu seria 30308.

6.5. Calculul elementelor subansamblului arborelui de intrare al reductorului

6.5.1.Calculul de predimensionare al arborelui:

Date initiale:

M_tc1=M_t1=160 [Nm]

F_r1=F_t1tgacosd =996 N

F_a1=F_t1tgasind =355 N

n₁= 1217 rot/min

d_w1=110,25 mm.

Calculul diagramelor de eforturi

l =2,5.3d. Se admite l`=3x25=75 mm.

a=63 mm.

Schita arborelui impreuna cu diagramele de eforturi este prezentata mai jos in fig. 6.8.

M_zB=-(-F_t1xa)=2903x63x10^-3=182,889 [Nm]

SM_B=0  -V_A l - F_t1 a =0

V_A=-2438,52 N

Pr 0Y V_A+V_B+F_t1=0 V_B= - F_t1-V_A= - 5341,52N

M^B_y=H_A l`=575,715x75x10^-3=43,18 [Nm]

SM_B=0 -F_r1 a + F_a1 d_m1/2 +H_A l` =0

Din Pr 0z H_B= -F_r1 - H_A = -996 -575,715=1571,715N

Fig.6.8

3.Calculul momentului incovoietor rezultant:

Calculul momentelor echivalente

Momentul echivalent in B:

Arborele se executa din otelul OLC45 care are:

s_r=670 N/mm²

s_c=370 N/mm²

Predimensionarea arborelui

Pe portiunea CA arborele este supus la solicitarea simpla de torsiune.

, t_a=40,3[N/mm²]

Se adauga 4% pentru slabirea produsa de canalul de pana.

d_c=1,04d=1,04x27,243424=28,33316 mm.

Se admite d_c=30 mm.

Pe portiunea AD arborele este supus la solicitarea compusa de incovoiere cu torsiune.

In sectiunea B diametrul este:

, se admite d_B=35 mm.

s_a=62[ N/mm²].

In sectiunea D, diametrul este:

,

se adauga 4% pentru slabirea produsa de canalul de pana.

d_D=1,04 d=1,04x29,8=30,992 mm

Se admite d_D=31 mm.

1,8 d_D=1,8x31=55,8< d_a1=137,305 mm.

Pinionul se monteaza cu pana pe arbore.

Se admite d_A=d_B= 35 mm.

6.5.2. Calculul de dimensionare al penelor paralele

1.Calculul penei in sectiunea C:

Diametrul arborelui in sectiunea C are valoarea d_C=24 mm.

Din STAS 1004/81 se alege pana paralela cu urmatoarele dimensiuni:

b=8 mm

h=7 mm

t₁=4 mm

t₂=3,3 mm.

Schita asamblarii cu pana paralela, cu principalele dimensiuni este data in fig. 6.9.

Fig.6.9.

Din conditia de rezistenta la presiune de contact, se determina lungimea de calcul a penei.

Pana se executa din otelul OL70 cu urmatoarele caracteristici:

s_r=700 N/mm²

s_c=360 N/mm²

unde c este coeficient de siguranta.

Pentru sarcini dinamice c=34. Se admite c=3,5 .

Lungimea totala a penei( pentru pana de forma A) va fi :

l=l_c+b=37,03+8=45,03 mm.

Din STAS1004 - 81 se alege lungimea standardizata a penei

l^STAS=50 mm.

Verificarea penei se face la solicitarea de forfecare:

t_af s_c

Se admite t_af s_c=0,2x360=72[N/mm²].

t_f<t_af 72 N/mm².

2. Calculul penei in sectiunea D (la pinionul conic)

Diametrul arborelui in sectiunea D are valoarea d_d=31 [mm]

Din STAS1004-81, se alege pana paralela cu urmatoarele dimensiuni:

b=10 [mm]

h=8 [mm]

t₁=5 [mm]

t₂=3,3 [mm]

Pana se executa din otelul OL 70, cu urmatoarele caracteristici:

s_c=360 [N/mm²]

s_r=700 [N/mm²]

se admite c=3,5

Din conditia de rezistenta la presiune de contact se calculeaza lungimea de calcul a penei:

Lungimea totala a penei va fi:

Din STAS 1004-81 se alege lungimea standardizata a penei:

l^STAS=40 [mm]

6.6. Calculul elementelor subansamblului arborelui intermediar.

6.6.1. Predimensionarea arborelui.

Date initale:

F_t2=F_t1=2903 [N]

F_r2=F_a1=355 [N]

F_a2=F_r1=996 [N]

F_t3=7536 [N]

F_r3=3066 [N]

F_a3=1329 [N]

M_tc2=M_t2=436,26 437 [N]

d_w3=115,2065 [mm]

d_m2=i_1,2xdm1=2,81x110,25=309,8025 [mm]

n₂=433 [rot/min].

Schita arborelui, impreuna cu schema de calcul este data in figura 6.10.

Fig.6.10.

Pentru calculul lui M_z:

T

Din proiectia pe OY TV_A=F_t3+F_t2-V_B=5632 [N]

Pentru calculul lui M_y:

T

Din proiectia pe OZ T H_A=F_r3-F_r2-H_B=3066-355-12,72=2698,28 [N]

Momentele incovoietoare se calculeaza cu relatiile:

Momentele echivalente vor fi:

Momentele maxime vor fi:

Arborele se executa din otelul aliat de imbunatatire OLC 45

pentru care :

s_r=670 [N/mm²]

s_c=370 [N/mm²]

s_a=62 [N/mm²]

Pe portiunea CD arborele este supus la solicitarea compusa de incovoiere cu torsiune:

Se adauga 4 pentru slabirea produsa de canalul de pana:

; se admite: d_C=52 [mm]

; se admite d_D=48 [mm]

T pinionul cilindric cu dinti inclinati se va monta pe arborele intermediar cu ajutorul unei pene paralele.

6.6.2. Calculul de dimensionare a penelor

6.6.2.1. Calculul de dimensionare a penei de fixare a pinionului cilindric.

Pana paralela se executa di otelul carbon OL70 cu urmatoarele caracteristici:

s_c=360 [N/mm²]

s_r=700 [N/mm²]

s_as 102,857 [N/mm²]

Din STAS 1004-81, pentru arbore cu diametrul d_c=52 mm, se alege pana paralela cu urmatoarele dimensiuni:

b=16 [mm]

h=10 [mm]

t₁=6 [mm]

t₂=4,3 [mm]

Din conditia de rezistenta la presiunea de contact se determina lungimea de calcul a penei:

l=l_c+b=32,626+16=48,626 [mm]

Din STAS 1004-81 se alege lungimea standardizata a penei:

l_STAS=50 [mm]

Verificarea penei se face la solicitarea de forfecare:

6.6.2.2. Calculul de dimensiopnare a penei pentru fixarea rotii conice cu dinti drepti:

Pana se executa din OL70 cu :

s_c=360 [N/mm²]

s_r=700 [N/mm²]

s_as 102,857 [N/mm²]

Din STAS 1004-81, pentru arbore cu diametrul d_c=48 mm, se alege pana paralela cu urmatoarele dimensiuni:

b=14 [mm]

h=9 [mm]

t₁=5,5 [mm]

t₂=3,8 [mm]

Din conditia de rezistenta la presiunea de contact se determina lungimea de calcul a penei:

l=l_c+b=39 +14=53,07 [mm]

Din STAS 1004-81 se alege lungimea standardizata a penei:

l_STAS=56 [mm]

Verificarea penei se face la solicitarea de forfecare:

6.7. Calculul elementelor subansamblului arborelui de iesire.

6.7.1. Predimensionarea arborelui:

Date initiale:

F_t4=7536 [N]

F_r4=3066 [N]

F_a4=1263 [N]

d_w4=387,1801 [mm]

n₄=121 [rot/min]

M_tc4=1529,973 [Nm]

Schita arborelui impreuna cu schema de calcul a diagramelor de moment este data in figura 6.11.

Fig.6.11.

Pentru calculul lui M_z:

din Pr pe OYT

Pentru calculul lui M_y:

din Pr pe OZ T

Calculul momentelor incovoietoare:

Calculul momentelor echivalente:

Pe portiunea CA, arborele este supus numai la torsiune:

Arborele este executat din otelul carbon de calitate OLC45, cu urmatoarele caracteristici:

s_c=370 [N/mm²]

s_r=670 [N/mm²]

s_a=62 [N/mm²]

Se admite t_a=0,6xs_a=0,6x62=40,3 [N/mm²]

T

Se adauga 4 pentru slabirea produsa de canalul de pana:

T ; Se admite d_CA=60 [mm].

Pe portiunea AD arborele este supus la solicitarea compusa de incvoiere cu torsiune:

Se adauga 4 pentru slabirea produsa de canalul de pana:

T ; Se admite d_D=68 [mm]

Pe portiunea DB arborele este supus la incovoiere simpla:

se admite d_DB=48 [mm]

se admite d_A=d_B=65 [mm]

6.7.2. Calculul de dimensionare a penelor paralele.

6.7.2.1. Calculul penei de fixare a rotii cilindrice cu dinti inclinati.

Pana se executa din OL70 cu :

s_c=360 [N/mm²]

s_r=700 [N/mm²]

s_as 100 [N/mm²]

t_af=72 [N/mm²]

Din STAS 1004-81, pentru diametrul arborelui d_D=68 [mm], se alege pana paralela cu urmatoarele dimensiuni:

b=20 [mm]

h=12 [mm]

t₁=7,5 [mm]

t₂=4,9 [mm]

Din conditia de rezistenta la presiunea de contact se determina lungimea de calcul a penei:

l=l_c+b=77,449+20=97,449 [mm]

Din STAS 1004-81 se alege lungimea standardizata a penei:

l_STAS=100 [mm]

Verificarea penei se face la solicitarea de forfecare:

6.7.2.2. Calculul penei pentru transmiterea momentului de torsiune la masina de lucru:

Pana se executa din OL70 cu :

s_c=360 [N/mm²]

s_r=700 [N/mm²]

s_as 102,857 [N/mm²]

Din STAS 1004-81, pentru arbore cu diametrul d_CA=60 mm, se alege pana paralela cu urmatoarele dimensiuni:

b=18 [mm]

h=11 [mm]

t₁=7 [mm]

t₂=4,4 [mm]

Din conditia de rezistenta la presiunea de contact se determina lungimea de calcul a penei:

l=l_c+b=90 +18=108,15 [mm]

Din STAS 1004-81 se alege lungimea standardizata a penei:

l_STAS=110 [mm]

Verificarea penei se face la solicitarea de forfecare:

6.7. Calculul de alegere al rulmentilor.

6.7.1. Calculul de alegere a rulmentilor pentru arborele de intrare:

Date initiale:

d_A=35 [mm]

d_B=35 [mm]

n=1217 [rot/min]

Schita asezarii rulmentilor pe arbore este data in fig. 6.12.

Fig.6.12.

Se aleg rulmenti radial-axiali cu role conice pe un rand, cu urmatoarele dimensiuni:

d=35 [mm]

D=80 [mm]

T= B=32,75 [mm]

C=83000 [N]

e=0

seria: 32307

K_A=355 [N] >

T

Calculul sarcinii

Se admite durabilitatea L_h=25000 ore

6.7.2 Calculul de alegere al rulmentilor arborelui intermediar

1. Date initiale

d_A=d_B=45 [mm]

n=433 [rot/min]

K_A=333 [N]

Se aleg rulmentii axial-radiali cu role conice pe un rand seria 30309 care au dimensiunile:

d=45 [mm]

D=100 [mm]

B=T=27,75 [mm]

C=93000 [N]

Simbolul rulmentilor este 30210

Schita asezarii rulmentilor pe arbore este data in fig.6.13.

e_A=e_B=0,34

Y₀=1

si

L_h= 10000...25000 [ore]

Se admite L_h=18000 [ore]

Calculul sarcinii dinamice echivalente :

6.7.3 Calculul de alegere al rulmentilor arborelui de iesire

Date initiale

d_A=d_B=65 [mm]

V_A=4811 [N]

V_B=2726 [N]

H_A=1036 [N]

H_B=2030 [N]

Pentru montaj in X si:

Admitem: L_h=25000 [ore]

Din STAS se aleg rulmentii radial-axiali cu bile seria 6213N, cu urmatoarele caracteristici:

d=65 [mm]

D=120 [mm]

B=23 [mm]

C=44000 [N]

6.8. Verificarea arborilor la oboseala.

6.8.1. Verificarea la oboseala a arborelui de intrare:

Date intiale:

D_D=30 [mm] s_c=370 [N/mm²]

D_C=30 [mm] s =200 [N/mm²]

N=355 [N] t_c=350 [N/mm²]

M_I^D=19569 [Nmm] t =300 [N/mm²]

M_t=160000 [nmm]

b_D=10 [mm]

b_C= 8 [mm]

t_D= 5 [mm]

t_C= 4 [mm]

In sectiunea D arborele este solicitat la incovoiere cu torsiune si forta axiala. Modulul de rezistenta la incovoiere se calculeaza cu expresia:

, unde:

T

T

Caracteristica ciclului va fi:

Coeficientul efectiv de concentrare: b_k

Coeficientul dimensional: e_k

Coeficientul de prelucrare a suprafetei piesei: g_k

Coeficientul de reducere la solicitari variabile va fi:

pentru s =200 [N/mm²]

Coeficientul de siguranta va fi:

Pentru solicitarea la torsiune vom avea:

Avem:

Coeficientul efectiv de concentrare: b_k

Coeficientul dimensional: e_k

Coeficientul de prelucrare a suprafetei piesei: g_k

Coeficientul de reducere va fi:

Coeficientul de siguranta la solicitarea de torsiune va fi:

Coeficientul total va fi:

In sectiunea D arborele este solicitat la torsiune. Modulul de rezistenta polar va fi:

Coeficientul efectiv de concentrare: b_k

Coeficientul dimensional: e_k

Coeficientul de prelucrare a suprafetei piesei: g_k

Valoarea coeficientului de siguranta va fi:

6.8.2. Verificarea la oboseala a arborelui intermediar.

Date intiale:

D_D=48 [mm] s_c=370 [N/mm²]

D_C=52 [mm] s =200 [N/mm²]

N=1329 [N] t_c=350 [N/mm²]

M_I^D=406100 [Nmm] t =300 [N/mm²]

M_t=437000 [nmm] M_I^C=725710 [Nmm]

b_D=16 [mm]

b_C= 16 [mm]

t_D= 6 [mm]

t_C= 6 [mm]

In sectiunea C arborele este solicitat la incovoiere cu torsiune si forta axiala. Modulul de rezistenta la incovoiere se calculeaza cu expresia:

, unde:

T

T

Caracteristica ciclului va fi:

Coeficientul efectiv de concentrare: b_k

Coeficientul dimensional: e_k

Coeficientul de prelucrare a suprafetei piesei: g_k

Coeficientul de reducere la solicitari variabile va fi:

pentru s =200 [N/mm²]

Coeficientul de siguranta va fi:

Pentru solicitarea la torsiune vom avea:

Avem:

Coeficientul efectiv de concentrare: b_k

Coeficientul dimensional: e_k

Coeficientul de prelucrare a suprafetei piesei: g_k

Coeficientul de reducere va fi:

Coeficientul de siguranta la solicitarea de torsiune va fi:

Coeficientul total va fi:

In sectiunea D arborele este solicitat la incovoiere cu torsiune si forta axiala. Modulul de rezistenta la incovoiere se calculeaza cu expresia:

, unde:

T

T

Caracteristica ciclului va fi:

Coeficientul efectiv de concentrare: b_k

Coeficientul dimensional: e_k

Coeficientul de prelucrare a suprafetei piesei: g_k

Coeficientul de reducere la solicitari variabile va fi:

pentru s =200 [N/mm²]

Coeficientul de siguranta va fi:

Pentru solicitarea la torsiune vom avea:

Avem:

Coeficientul efectiv de concentrare: b_k

Coeficientul dimensional: e_k

Coeficientul de prelucrare a suprafetei piesei: g_k

Coeficientul de reducere va fi:

Coeficientul de siguranta la solicitarea de torsiune va fi:

Coeficientul total va fi:

6.8.3. Verificarea la oboseala a arborelui de iesire:

Date intiale:

D_D=68 [mm] s_c=370 [N/mm²]

D_C=60 [mm] s =200 [N/mm²]

N=2325 [N] t_c=350 [N/mm²]

M_I^D=612400 [Nmm] t =300 [N/mm²]

M_t=1529973 [nmm]

b_D=20 [mm]

b_C=18 [mm]

t_D= 7,5 [mm]

t_C= 7 [mm]

In sectiunea D arborele este solicitat la incovoiere cu torsiune si forta axiala. Modulul de rezistenta la incovoiere se calculeaza cu expresia:

, unde:

T

T

Caracteristica ciclului va fi:

Coeficientul efectiv de concentrare: b_k

Coeficientul dimensional: e_k

Coeficientul de prelucrare a suprafetei piesei: g_k

Coeficientul de reducere la solicitari variabile va fi:

pentru s =200 [N/mm²]

Coeficientul de siguranta va fi:

Pentru solicitarea la torsiune vom avea:

Avem:

Coeficientul efectiv de concentrare: b_k

Coeficientul dimensional: e_k

Coeficientul de prelucrare a suprafetei piesei: g_k

Coeficientul de reducere va fi:

Coeficientul de siguranta la solicitarea de torsiune va fi:

Coeficientul total va fi:

In sectiunea C arborele este solicitat la torsiune. Modulul de rezistenta polar va fi:

Coeficientul efectiv de concentrare: b_k

Coeficientul dimensional: e_k

Coeficientul de prelucrare a suprafetei piesei: g_k

Valoarea coeficientului de siguranta va fi:

CAPITOLUL 8.

CONDITII TEHNICE GENERALE DE CALITATE

Conditii de functionare

in timpul functionarii nu se admite ca reductorul sa prezinte scurgeri de ulei sau patrunderi de praf si impuritati , in locurile de etansare sau la imbinari

reductorul trebuie sa functioneze normal atit la mersul in gol cit si in sarcina , la turatia nominala , rotile rotindu-se lin fara frecari, franari sau blocari

in timpul functionarii in sarcina , reductorul trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii :

- temperatura uleiului nu trebuie sa depaseasca 85

reductorul trebuie sa fie etans

instalatia de ungere trebuie sa fie etansa

Conditii pentru montare

inainte de operatia de montare piesele vor fi curatate, spalate, uscate si suflate cu aer comprimat

la montare se vor respecta toate cotele indicate in documentatia de executie

Conditii de protectie si aspect

suptafetele neprelucrate mecanic ale pieselor turnate care se gasesc la interiorul carcasei reductorului trebuie sa fie curatate, grunduite si vopsite cu vopsea rezistenta la ulei

toate suprafetele exterioare ale reductorului,cu exceptia suprafetelor de asezare si a capetelor de arbore,se vor grundui si se vor acoperi cu vopsea de culoarea stabilita in documentatia de executie sau prin intelegere intre producator si beneficiar.

Conditii de rodare

se admite rodarea cu pasta abraziva a angrenajelor in afara reductorului,in scopul obtinerii rapide a calitatii suprafetei flancurilor dintilor si a petei de contact corespunzatoare clasei de precizie prescrise

dupa montare se admite numai rodarea cu ulei a angrenajelor.

CAPITOLUL 9.

NORME DE TEHNICA SECURITATII MUNCII

utilizarea reductorului se va face numai cind acesta a fost montat corect si este in stare buna de functionare

uleiul din baie trebuie sa fie in cantitate si calitate corespunzatoare

cuplajele vor fi prevazute cu aparatori de protectie pentru evitarea accidentelor

standurile de proba vor fi echipate cu sisteme de protectie corespunzatoare iar in interiorul lor se va afisa vizibil modul de utilizare a aparaturii destinata efectuarii probelor cit si riscurile care rezulta din nefolosirea lor corecta

personalul care deserveste standul de proba va fi special autorizat in acest sens si i se va face periodic instructajul pentru respectarea normelor de tehnica securitatii muncii

personalul neautorizat are acces in incinta standului numai dupa ce i sa facut instructajul corespunzator

in timpul probelor cu grad mare de periculozitate incinta standului va fi evacuata,probele urmarindu-se prin vizoare special amenajate.