Calculul organelor de masini componente ale Reductorului de Turatie

Calculul organelor de masini componente ale Reductorului de Turatie

1 Calculul angrenajului cilindric cu dinti în V

1.1 Calculul de dimensionare

a. Date initiale de proiectare

- puterea nominala la roata 1 : Nm

- momentul de torsiune nominal la roata 1 : Nm                                                                  

- raportul de angrenare si de transmitere :

- turatia rotii dintate conducatoare 1 : rot/min                           

- turatia rotii dintate conduse 2 : rot/min

- durata de functionare a angrenajului : ore, se alege ore

- nr de cicluri de solicitare ale rotilor la fiecare rotatie completa : ć₁= ć₂=1

- nr de dinti al rotii dintate conducatoare : dinti

- nr de dinti al rotii dintate conduse : dinti

- Conditiile de functionare :

Actionarea se face cu un motor electric asincron de curent

alternativ.

Masina de lucru este de tip pompă

Modul de încărcare al angrenajului – regim moderat – suprasarcina si socurile sunt moderate.

Factorul regimului de functionare

Elementele cremalierei de referinta :

1.     unghiul de presiune de referinta în plan normal ;

2.     coeficientul înaltimii capului de referinta în plan ;

3.     coeficientul jocului la capul dintelui de referinta ;

4.     coeficientul razei de racordare la piciorul dintelui de referinta ;

5.     unghiul de inclinare a danturii .

b. Alegerea materialelor , tratamentelor si tensiunilor limita pentru cele 2 roti :

- alegerea materialelor rotilor dintate trebuie sa respecte doua criterii (criteriul de rezistenta si criteriul de economicitate ) si sa tina cont de solicitarile la care sunt supuse cele doua roti dintate

- pentru roata conducatoare se alege STAS 880-80 :

Caracteristicile mecanice ale materialului ales sunt :

MPa ; Se alege : MPa

MPa ; Se alege : MPa

Mpa.

- pentru roata condusa se alege STAS 880-88

Caracteristicile mecanice ale materialului ales sunt :

MPa ; Se alege MPa

MPa ; Se alege MPa

Mpa.

determinarea tensiunilor limita pentru fiecare roata

- pentru roata conducatoare                                                

la solicitarea de contact MPa , Se admite MPa

la solicitarea de incovoiere MPa , Se admite MPa

- pentru roata condusa

la solicitarea de contact , Se admite MPa

la solicitarea de incovoiere , Se admite MPa

c. calculul de predimensionare

Pentru dantura rotilor 1 si 2 s-a ales unghiul de înclinare β_1,2 = 20°                                                                       

Numarul de dinti al rotilor echivalente             

z_n,1 = = 24,103 dinti

z_n,2 = = = 108,464 dinti

Pentru dimensionarea angrenajului se aplica criteriul de dimensionare

Unde: si factori de forma a dintilor rotilor 1 si 2

Y_Fa1 = 2,8 Y_Fa2 = 2,19

Y_Sa1 si Y_Sa2 = factori de corectie a tensiunilor la baza dintilor pentru materialele rotilor

Y_Sa1 = 1,59 Y_Sa2 = 1,78

Z_E = factorul de elasticitate al materialului rotilor

Z_E = 189,80

Z_β = factorul unghiului de înclinare a danturii

Z_β = 0,969                                

Z_H = factorul zonei de contact

= tensiunea admisibila de contact pentru angrenaj

= min( si )

Z_n1 si Z_n2 = factori ai durabilitatii pentru solicitarea de contact

Z_w = factorul raportului duritatilor flancurilor = 1

Se calculeaza numarul de cicluri de solicitare a dintilor pentru fiecare roata

cicluri                                                    

cicluri                   

Se compara si cu _, cicluri

deci

Se adopta ;

MPa

MPa

Se alege MPa

= tensiunea admisibila de încovoiere pentru materialele celor doua roti

Y_n1 si Y_n2 = exponentii durabilitatii pentru solicitarea de încovoiere

Se compara si cu cicluri

deci Y_n1,2 = 1

Y_δ1,2 = factorii relativi de sensibilitate ai materialului rotilor la concentratorii de la baza dintelui                                                           

Y_δa1 = 0,967          Y_δa2 = 1,01

MPa

MPa

Revenim la criteriul de dimensionare

dinti

dinti

Se observa ca : z₁ < z_1cr ( 20 < 76,8366 )                                 

Dimensionarea angrenajului se face la solicitarea de contact.

d.calculul modulului angrenajului                                         

În situatia dimensionarii la solicitarea de contact se determina mai întâi distanta dintre axe

a_w1,2 = (0,8 0,9)(μ_1,2 + 1) 

μ_1,2 = raportul de angrenare si de transmitere = 4,5                                                                                               

M_t,1 = momentul de torsiune nominal la roata = 569,1502 Nm

σ_Hp = tensiunea admisibila de contact pentru angrenaj = 548,1 N/mm²

Z_E = factorul de elasticitate al materialului rotilor = 189,80

Z_β = factorul unghiului de înclinare a danturii = 0,969

Z_H = factorul zonei de contact = 2,3837

K_a = factorul regimului de functionare = 1,25

Ψa = factor de latime a rotii - pentru angrenaje cilindrice cu dinti în V , la reductoare într-o treapta se recomanda Ψa = 0,25 0,3. Se alege Ψa = 0,28

a_w1,2 = (0,8 … 0,9) (4,5 + 1)

a_w1,2 = (0,8 … 0,9)5,5

a_w1,2 = (0,8 … 0,9) 5,5 71,2191

a_w1,2,min = 0,8391,7 a_w1,2,min = 313,36 mm

a_w1,2,max = 0,9391,7 a_w1,2,max = 345,393 mm

a_w1,2 = m_n =

m_n,min = m_n,min = 5,35 mm

m_n,max = m_n,max = 5,89 mm

Se alege m_n,STAS = 5,5 mm

1.2 Calculul elementelor geometrice ale

angrenajului cilindric cu dinti în V

a. schita angrenaj

b. date preliminare privind definitivarea geometrica a angrenajului

numarul de dinti al rotii dintate conducatoare z₁ = 20 numarul de dinti al rotii dintate conduse z₂ = 90

unghiul de înclinare a danturii β_1,2 = 20°

elementele cremalierei de referinta

ungiul de pres de referinta α_{n =} 20^o, cosα_n = 0,939

coeficientul înaltimii capului de referinta h_an = 1,0

coeficientul jocului la capul dintelui de referinta c_n^* = 0,25

coeficientul razei de racordare la piciorul dintelui de referinta ρ_n* = 0,38                                                

modulul normal conform STAS 882 – 82, m_n1,2 = 5,5 mm modulul frontal m_t = = = 6,39 mm

pasul normal p_n = π m_n = 3,145,5 = 17,27 mm

pasul frontal p_f = π m_t = 3,14 = 18,39 mm

( m_t= )

c. calculul elementelor geometrice de baza

naltimi totale si partiale ale dintilor

naltimi de cap ale dintilor                                

h_a1 = h_a2 = h_a = h_anm_n = 1m_n = m_n = 5,5 mm                                                                        

naltimi de picior ale dintilor                            

h_f1 = h_f2 = h_f =( h_an + c_n*)m_n = 1,255,5 = 6,875 mm                                                             

naltimile totale ale dintilor

h₁ = h₂ = h = h_a + h_f = 5,5 + 6,875 = 12,375 mm

diametrele rotilor

diametrele cercurilor de divizare si rostogolire                                                                                    

d₁ = d_w1 = m_tz₁ = 5,857320 = 117,14 mm

d₂ = d_w2 = m_tz₂ = 5,857390 = 527,157 mm

diametrele cercurilor de cap

d_a1 = d₁ + 2h_a = 117,14 + 25,5 = 128,14 mm                                                                                                 

d_a2 = d₂ + 2h_a = 527,157 + 25,5 = 538,157 mm

diametrele cercurilor de picior 1

d_f1 = d₁ - 2h_f =117,14 - 26,875 = 103,39 mm

d_f2 = d₂ - 2h_f = 527,157 - 26,875 = 513,407 mm                                                                                                 

diametrele cercurilor de baza

d_b1 = d₁cosα_n = 117,140,939 = 110 mm

d_b2 = d₂cosα_n = 527,1570,939 = 495 mm

distanta dintre axele angrenajului

a_w1,2 = a_1,2 = (z₁ + z₂) = = 322,148 mm

latimile rotilor

b_o = latimea canalului, se recomanda b_o = 10 ÷ 20 mm, se alege b_o = 16 mm

se determina latimea teoretica necesara a rotii

b^nec = Ψ_aa_w1,2 = 0,28322,148 = 90,20 mm

latimea rotii conduse

b₂ = b^nec + b_o =90,20 + 16 = 116,20 mm se alege b₂ = 118 mm

latimea rotii conducatoare

b₁ = b₂ + 2(1 5) =118+22 = 122 mm

d. calculul unor elemente ale formei specifice celor doua roti

tesitura de cap

f = = = 2,75 mm

grosimea coroanei în zona de dantura

a₁ = (2 3) m_n = 2,55,5 = 13,75 mm

diametrele celor doua canale

d_canal1 = d_f1 - (1 8) = 103,39 - 6 = 97,39 mm

se alege d_canal1 = 98 mm

d_canal2 = d_f2 - (1 8) = 513,407 - 6 = 507,407 mm

se alege d_canal2 = 508 mm

grosimea discului rotii

S = (3 4) m_n = 3,55,5 = 19,25 mm

razele de racordare ale configuratiei

r₁, r₂ = 1 5 mm se alege r₁ = 2 mm, r₂ = 4 mm

diametrul butucului rotii conduse

d_butuc2 = (1,4 1,8) d_alezaj

1.3 Sistemul de forte al angrenajului cilindric cu dinti în V

Pentru determinarea componentelor sistemului de forte ale angrenajului cilindric cu dintii în V, se considera angrenajul format din roata conducatoare 1 si roata condusa 2.

Angrenajul astfel definit este reprezentat în patru proiectii

- a. reprezentând vederea în planul vertical a celor doua roti

- b. reprezentând vederea în planul lateral a celor doua roti

- c. reprezentând o sectiune normala pe directia flancurilor în contact ale celor doua roti, realizata în planul n - n

- d. reprezentând un detaliu aspra rotii conducatoare 1

Transmiterea miscarii si puterii de la roata conducatoare la roata condusa se face prin dezvoltarea unei încarcari distribuite dea lungul flancurilor dintilor aflati în contact. Forta rezultanta o descompunem în trei forte dupa trei directii si anume :

- o directie tangentiala la cilindru cu componentele F_t1 si F_t2

- o directie radiala cu componentele F_r1 si F_r2

- o directie axiala - paralela cu directia axelor - cu componentele F_a1 si F_a2

Pentru determinarea rezultantelor se vor scrie relatiile

pentru componenta tangentiala

F_t1 = F_t2 = 2F^'_t1 = == 14576,148 N

pentru componenta radiala

α_n α_wn 20^o tg20° = 0,364cosβ_1,2 = 0,939

F_r1 = F_r2 = 2F^'_r1 = = = 5650,39177 N

pentru componenta axiala

F_a1 = F_a2 = F^'_a1 - F^'_a1 = 0 N

Se remarca faptul ca la angrenajul cilindric cu dinti în V, componetele axiale ale fortelor de angrenare sunt nule.                                                                                               

2 Calculul carcasei

Se alege ca material pentru carcasa - fonta cenusie F_C 250                                                                                             

2.1 Alegerea distantelor de la punctele de aplicatie ale incarcarii pe roti si reazeme

l = x₁ + x₂ + x₃ + x₄

x₁ = = = 61 mm

x₂ = 10 20(25) mm se alege x₂ = 17 mm

x₃ = 5 10 mm, se alege x₃ = 8 mm

x₄ = = = 20 mm B = grosimea rulmentului = 30 50 mm

l = x₁ + x₂ + x₃ + x₄ = 62 + 17 + 8 + 20 = 107 mm

Se alege l = 110 mm

3 Calculul elementelor subansamblului arborele conducator I

3.1. Calculul arborelui I

a. fortele si momentele care actioneaza asupra arborelui conducator

Mt_{I arb ext. max} = 862,3481 Nm Mt_{1 max} = 853,725 Nm

Fortele care actioneaza aspra arborelui I din angrenaj sunt:                                                              

F_t1 = 14576,148 N - forta tangentiala F_r1 = 5650,39177 N - forta radiala

F_a1 = 0 - forta axiala

l = 110 mm 0,11 m

b. Felul si caracterul solicitarii

Sub actiunea încarcarilor, arborele este supus la urmatoarele solicitari - solicitarea de torsiune - se desfasoara in regim pulsatoriu

- solicitarea de încovoiere - se desfasoara in regim variabil alternant simetric

c. schema de încarcare, schema de calcul simplificata, reactiunile, diagramele de eforturi sectionale

plan vertical

Σ M1 = 0 : F_t1l - V₂2l = 0 V₂ = = = 7288,074 N

Σ M2 = 0 : V₁2l - F_t1l = 0 V₁ = = = 7288,074 N

Verificare : Σ Oy = 0 : V₁ - F_t1 + V₂ = 0 ; 7288,074 –14565,148 + 7288,074 = 0                               

M_iV3 = V₁ l = 7288,0740,11 = 801,68814 Nm 

plan orizontal

Σ M1 = 0 F_r1l - H₂2l = 0 H₂ = = 2825,196 N

Σ M2 = 0 H₁2l - F_r1 l = 0H₁ = =2825,196 N

Verificare : Σ oz = 0 : H₁ - F_r1 + H₂ = 0 2825,196-5650,39177+2825,196 = 0

M_iH3 = H₁l =2825,1960,11 = 310,77 Nm

Mt = Mt_{I arb ext. max} = 862,3481 Nm

d. determinarea reactiunilor in reazeme

R₁ = R₂ = == =7816,5053 N

R₁ = R₂ = F_rI = F_rII = 7816,5053 N

e. calculul momentelor echivalente

n sectiunea 1                                                           

M_ec,1 = 0 Nm                                                                                 

în sectiunea 3 in stanga

M_ec,3 ^stg = = = 859,815 Nm

n sectiunea 3 in dreapta

M_ec,3 ^dr = = = 1138,8656 = = 1138,8657 Nm

în sectiunea 2

M_ec,2 = M_t = M_{tI arb ext. max} = 862,3481 Nm

în sectiunea 4

M_ec,42 = M_t = M_{tI arb ext. max} = 862,3481 Nm

f. alegerea materialului si stabilirea tensiunilor admisibile

pentru arborele I se alege OLC 60 STAS 880-88

caracteristicile mecanice ale materialului ales sunt :

(HB)₁ = 2250 - 2750 Se alege (HB)₁ = 2500

(σ_r)₁ = 850 - 1000 N/mm²                        Se alege (σ_r)₁ = 930 N/mm²

(σ_O,2)₁ = 580 N/mm²                                                

σai = 90 - 120 N/mm² Se alege σai = 100 N/mm²

ζ_at = 70 - 90 N/mm² Se alege ζ_at = 80 N/mm²

g. calculul de dimensionare al arborelui                       

g1 determinarea diametrelor critice in principalele sectiuni

pentru sectiunea 3

M_ec,3 = max(M_ec,3^stg si M_ec3^dr)= 1138,8657 Nm

d_3,c^nec = = 48,77 mm

d₃^nec = d_3,c^nec + t₁ = 48,77 + 5,5 = 54,27 mm

pentru sectiunea 4

d_4,c^nec = = = 38,006 mm

d₄^nec = d_4,c^nec + t₁ = 38,006 + 5,5 = 43,506 mm

g2. forme constructive

Varianta A - pinion montat cu pana pe arborele I

se alege d₄ = 45 mm                              

se alege d₅ = d₄ + 5 = 45 + 5 = 50 mm

se alege d₁ = d₂ = d₅ + 5 = 50 + 5 = 55 mm

se alege d₆ = d₂ + 5 = 55 + 5 = 60 mm

se alege d₃ = d₆ + 5 = 60 + 5 = 65 mm

se alege d₇ = d₃ + 10 = 65 + 10 = 75 mm

Verificarea compatibilitatii variantei A

X = - = - = 12,1

2,5m_n = 2,55,5 = 13,75 mm

Se observa ca X < 2,5m_n varianta A nu este viabila si se va opta pentru construirea arborelui I corp comun cu roata conducatoare 1 ( varianta B )

g3. definitivarea dimensiunilor

forma finala este varianta B si dimensiunile finale sunt urmatoarele                                                                         d₁ = d₂ = 55 mm d₃ = 65 mm

d₄ = 45 mm d₅ = 50 mm

d₆ = 60 mm d₇ = 75 mm

h. verificarea arborelui la oboseala

Stabilirea dimensiunilor arborilor impune anumite verificari de rezistenta.

Canalele de pana cu care sunt echipate unele sectiuni trasversale ale arborilor, reprezinta cele mai importante zone de concentrari ale tensiunilor. Din acest motiv se impune verificarea sectiunilor care au astfel de configuratii – sectiunea 4.

Solicitarea acestei sectiuni este realizata exclusiv de torsione, cu valoarea momentului corespunzator M_t= Mt_{I arb ext. max} = 862,3481 Nm

Verificarea la oboseala a sectiunii 4 presupune determinarea coeficientului de siguranta efectiv si compararea acestuia cu valoarea coeficientului de siguranta admisibil

3.2. Calculul asamblarilor cu pene la arborele I

n sectiunea 4                                            

asamblu cu pana paralela STAS 1004 - 81 cu capetele rotunjite din OLC 60

d₄ = 45 mm l_b4 =(1,4 1,8 )d₄ = 1,845 = 81 mm

din tabel alegem dimensiunile penei conform STAS 1004 - 81                                                                             

b = 14 mm t₁ = 5,5 mm

h = 9 mm t₂ = 3,8 mm

l = 70 mm l_c = l - b = 56 mm

verificarea penei la solicitarea de contact

p₁ = = = 152,09 N/mm² > p_a

p_a = 80 120 N/mm² Se admite p_a = 110 N/mm²

p₂ = == 76,045 N/mm² < p_a

verificarea penei la solicitarea de forfecare

ζ = = 48,8859 N/mm² < ζ_f

ζ_f = 65 95 N/mm²                                 Se admite ζ_f = 80 N/mm²                                                               

Conform verificarilor facute în sectiunea 4 pentru montarea cuplajului pe ax se vor folosi doua pene paralele cu dimensiunile de mai sus.

3.3. Calculul rulmentilor

P_I = P_II = F_rI VXk_tk_d

FrI = 5650,39177 N - reactiunea în reazeme

V = 1 - factor ce tine seama de inelul rotitor al rulmentului

X = 1 - coeficientul fortei radiale în absenta fortei axiale

k_t = 1 - factor de temperatura, daca t < 100°

k_d = 1,3 1,6 - factor de dinamicitate pentru încarcari cu sarcini dinamice moderate , se alege k_d = 1,5

P_I = P_II = F_rI VXk_tk_d =5650,391771111,5 = 8475,8765 N                               

p = 3,33 - exponentul durabilitatii rulmentului (pentru rulmenti cu role)

L = = 770,7272                                                                                       

L_h = 18000 ore n = n_I = 713,6363 rot/min

C_I = C_II = P_I = 8475,8765 = 8475,87657,361 = 62390,973 N

Se alege din catalog rulmentul radial cu role cilindrice pe un rând seria NU 211 cu dimensiunile

d = 55 mm D = 100 mm B = 21 mm

Alegerea capacului se face corelând diametrul D al capacului cu diametrul D al rulmentului ales. Dimensiunile capacului sunt

D = 100 mm D₁ = 150 mm D₂ = 125 mm

b = 12 mm e = 15 mm d₁ = 12 mm

n_s = 6 suruburi M10

4 Calculul elementelor subansamblului arborele condus II

4.1. Calculul arborelui II

a. fortele si momentele care actioneaza asupra arborelui condus

Mt_{II max} = 3764,9308 Nm Mt_{2 max} = 3764,9308 Nm

Fortele care actioneaza aspra arborelui I din angrenaj sunt:                                                                              

F_t2 = 14576,148 N - forta tangentiala F_r2 = 5650,39177 N - forta radiala

F_a1 =                  0 - forta axiala

l = 110 mm = 0,11 m

b. Felul si caracterul solicitarii

Sub actiunea încarcarilor, arborele este supus la urmatoarele solicitari - solicitarea de torsiune - se desfasoara in regim pulsatoriu

- solicitarea de încovoiere - se desfasoara in regim variabil alternant simetric

c. schema de încarcare, schema de calcul simplificata, reactiunile, diagramele de eforturi sectionale

plan vertical

Σ M1 = 0 : F_t2l - V₂2l = 0 V₂ = = = 7288,074 N

Σ M2 = 0 : V₁2l - F_t2l = 0 V₁ = = = 7288,074 N

Verificare : Σ oy = 0 : V₁ - F_t1 + V₂ = 0 ; 7288,074 – 14576,148 + 7288,074 = 0

M_iV3 = V₁ l = 7288,074 0,11 = 801,688 Nm

plan orizontal

Σ M1 = 0 : F_r1l - H₂2l = 0 H₂ = =2825,1959 N

Σ M2 = 0 : H₁2l - F_r1 l = 0H₁ = =2825,1959 N

Verificare : Σ oz = 0:H₁ - F_r1 + H₂ = 0; 2825,1959 – 5650,39177 + 2825,1959=0

M_iH3 = H₁l = 2825,1959 0,11 = 310,7715 Nm

Mt = Mt_{II arb ext. max} = 3727,2814

d. determinarea reactiunilor in reazeme

R₁ = R₂ = == = 7816,5052 N                                                   

R₁ = R₂ = F_rI = F_rII = 7816,5052 N

e. calculul momentelor echivalente

n sectiunea 1                                                                     

M_ec,1 = 0 Nm                                                                                 

în sectiunea 3 în dreapta

M_ec,3 ^stg = = = =859,815 Nm

n sectiunea 3 în stanga

M_ec,3 ^dr = = =

= = 3371,9891 Nm

în sectiunea 2

M_ec,2 = M_t = M_{tII max} = 3764,9308 Nm

în sectiunea 4

M_ec,42 = M_t = M_{tII max} = 3764,9308 Nm

f. alegerea materialului si stabilirea tensiunilor admisibile

pentru arborele II se alege OLC 45 STAS 880-88                                                                                                    

caracteristicile mecanice ale materialului ales sunt :

(HB)₂ = 1900 - 2250 Se alege (HB)₂ = 2100

(σ_r)₂ = 700 - 850 N/mm² Se alege (σ_r)₂ = 780 N/mm²

(σ_O,2)₂ = 500 N/mm²                                                

σai = 85 - 115 N/mm² Se alege σai = 100 N/mm²

ζ_at = 60 - 80 N/mm² Se alege ζ_at = 75 N/mm²

g. calculul de dimensionare al arborelui

g1 determinarea diametrelor critice in principalele sectiuni

pentru sectiunea 3

M_ec,3 = max(M_ec,3^stg si M_ec3^dr)= 3371,9891 Nm

d_3,c^nec = = 70,0318 mm                                                   

d₃^nec = d_3,c^nec + t₁ = 70,0318 + 9 = 79,0318 mm

pentru sectiunea 4

d_4,c^nec = = 63,4681 mm

d₄^nec = d_4,c^nec + t₁ = 63,4681 + 9 = 72,4681 mm

g2. forme constructive

Varianta A - pinion montat cu pana pe arborele II

se alege d₄ = 75 mm                              

se alege d₅ = d₄ + 5 = 75 + 5 = 80 mm

se alege d₁=d₂ = d₅ + 5 = 80 + 5 = 85 mm

se alege d₆ = d₂ + 5 = 85 + 5 = 90 mm

se alege d₃ = d₆ + 5 = 90 + 5 = 95 mm

se alege d₇ = d₃ + 10 = 95 + 10 = 105 mm

g3. definitivarea dimensiunilor

forma finala este varianta A si dimensiunile finale sunt urmatoarele d₁ = d₂ = 85 mm d₃ = 95 mm

d₄ = 75 mm d₅ = 80 mm

d₆ = 90 mm d₇ = 105 mm

h. verificarea arborelui la oboseala

Stabilirea dimensiunilor arborilor impune anumite verificari de rezistenta.

Canalele de pana cu care sunt echipate unele secsiuni trasversale ale arborilor, reprezinta cele mai importante zone de concentrari ale tensiunilor. Din acest motiv se impune verificarea sectiunilor care au astfel de configuratii – sectiunea 4.

Solicitarea acestei sectiuni este realizzata exclusiv de torsione, cu valoarea momentului corespunzator M_t= Mt_{II arb ext. max} = 3764,9308 Nm

Verificarea la oboseala a sectiunii 4 presupune determinarea coeficientului de siguranta efectiv si compararea acestuia cu valoarea coeficientului de siguranta admisibil

4.2. Calculul asamblarilor cu pene la arborele II                

n sectiunea 4                                                           

asamblu cu pana paralela STAS 1004 - 81 cu capetele rotunjite din OLC 45

d₄ = 75 mm l_b4 =(1,4 … 1,8 )d₄ = 1,875 = 135 mm

din tabel alegem dimensiunile penei conform STAS 1004 - 81

b = 22 mm t₁ = 9 mm

h = 14 mm t₂ = 5,4 mm

l = 120 mm l_c = l - b = 98 mm

verificarea penei la solicitarea de contact

p₁ = = = 146,353 N/mm² > p_a

p_a = 80 120 N/mm² Se admite p_a = 110 N/mm²

p₂ = = = 73,1765 N/mm² < p_a

verificarea penei la solicitarea de forfecare

ζ = = 46,5668 N/mm² < ζ_f

ζ_f = 65 95 N/mm²                                 Se admite ζ_f = 80 N/mm²                                                               

Conform verificarilor facute în sectiunea 4 pentru montarea cuplajului pe ax se vor folosi doua pene paralele cu dimensiunile de mai sus.

n sectiunea 3

asamblu cu pana paralela STAS 1004 - 81 cu capetele rotunjite din OLC 45

d₃ = 95 mm l_b3 = b₂ - 2 = 118 - 2 = 116 mm

din tabel alegem dimensiunile penei conform STAS 1004 - 81                                                                              b = 25 mm t₁ = 9,0 mm

b=25mm                t₁= 9 mm

h = 16 mm             t₂ = 5,4 mm

l = 90 mm l_c = l - b = 95 mm

verificarea penei la solicitarea de contact

p₁ = = = 104,2917 N/mm² < p_a

p_a = 80 120 N/mm² Se admite p_a = 110 N/mm²

p₂ = = = 52,1458 N/mm² < p_a

verificarea penei la solicitarea de forfecare

ζ = 33,3733 N/mm² < ζ_f

ζ_f = 65 95 N/mm²                                 Se admite ζ_f = 80 N/mm²                                     

Conform verificarilor facute în sectiunea 4 pentru montarea cuplajului pe ax se va folosi o pana cu dimensiunile de mai sus.

4.3. Calculul rulmentilor

P_I = P_II = F_rI VXk_tk_d

FrI = 5650,39177 N - reactiunea în reazeme

V = 1 - factor ce tine seama de inelul rotitor al rulmentului

X = 1 - coeficientul fortei radiale în absenta fortei axiale

k_t = 1 - factor de temperatura, daca t < 100°

k_d = 1,3 1,6 - factor de dinamicitate pentru încarcari cu sarcini dinamice moderate , se alege k_d = 1,5

P_I = P_II = F_rI VXk_tk_d = 5650,391771111,5 = 8475,5876 N                                  p = 3,33 - exponentul durabilitatii rulmentului ( pentru rulmenti cu role )

L = = 171,2726

L_h = 18000 ore n = n_II = 158,5858 rot/min

C_I = C_II = P_II = 8475,5876 = 8475,58764,6857 = 39714,3044 N

Se alege din catalog rulmentul radial cu role cilindrice pe un rând seria NU1017 cu dimensiunile

d = 85 mm D = 130 mmB = 22 mm

Alegerea capacului se face corelând diametrul D al capacului cu diametrul D al rulmentului ales. Dimensiunile capacului sunt

D = 130 mm D₁ = 190 mm D₂ = 160 mm

b = 16 mm e = 20 mm d₁ = 14 mm

n_s = 6 suruburi M12