Mecanismul de prehesiune

TEMA PROIECTULUI

Sa se proiecteze mecanismul de prehesiune (figura 1) compus din

motor electric;

reductor de turatie cu doua trepte de roti dintate cilindrice cu dinti inclinati;

mecanism surub-piulita;

degete de apucare;

cuplaj elastic cu bolturi.

Date de proiectare: G= 1800 N

n_i=n_n

n_s=750 rot/min

i= 5,3

Fig.1

CUPRINS

pag

Consideratii generale

Cap.I - Calculul de predimensionare a suruburilor............7

1.1- Calculul fortei de strangere

1.2- Calculul fortri de predimensionare a suruburilor

1.3- Alegerea din STAS a suruburilor

1.4- Verificarea surubului

1.5- Dimensionarea piulitei si calculul numarului de spire la piulita

1.6- Randamentul surubului

Cap.II- Alegerea motorului electric...............12

2.1- Calculul puterii necesare la motor   

2.2- Alegerea motorului electric

Cap.III- Dimensionarea angrenajelor...............14

3.1- Stabilirea rapoartelor de transmitere   

3.2- Calculul momentului de torsiune si a turatiei la arbori

3.3- Dimensionarea primei trepte

3.3.1- Alegerea materialelor si calcului tensiunii admisibile

3.3.2- Factorul de corectie a incarcarii

3.3.3- Alegerea numarului de dinti, coeficientul de latime, unghiul de inclinare al dintelui    

3.3.4- Distanta minima dintre arborii I si II prin limitarea presiunii de contact

3.3.5- Calculul modului normal minim prin limitarea tensiunii

de incovoiere

3.3.6- Recalcularea unghiului de inclinare a dintilor

3.3.7- Elementele geometrice ale danturii   

3.3.8- Gradul de acoperire   

3.3.9 - Randamentul angrenajului   

3.3.10- Forte in angenaj

3.3.11- Verificarea angrenajului

3.3.12- Elemente constructive

Cap.IV-Verificarea la incalzire...............25

4.1- Alegerea materialului de ungere si a sistemului

4.2- Randamentul total al reductorului   

4.3- Dimensionarea carcasei   

4.4- Calcului suprafetei carcasei   

4.5- Verificarea la incalzire   

Cap. V- Calculul arborilor....................30

5.1- Alegerea materialelor    

5.2- Predimensionarea arborilor   

5.3- Stabilirea schemei de calcul

5.4- Calculul arborelui I

5.4.1- Stabilirea diametrelor

5.4.2- Forma constructiva    5.4.3- Alegerea penelor

Incarcarea arborelui I

5.5- Calculul arborelui II

5.5.1- Stabilirea diametrelor

5.5.2- Forma constructiva

5.5.3- Alegerea penelor   

Incarcarea arborelui II

5.5.5- Verificarea la oboseala in zona canalului de pana

Cap. VI- Alegerea rulmentilor..............43

6.1.- Alegerea rulmentului arborelui I   

6.1.1- Alegerea tipului si schemei de montare 6.1.2- Alegerea seriei rulmentului 6.1.3- Calculul sarcinii dinamice echivalente

6.1.4- Capacitatea dinamica necesara 6.1.5- Dimensionarea capacelor si garniturilor

6.2- Alegerea rulmentului arborelui II   

6.2.1- Alegerea tipului si schemei de montare    6.2.2- Calculul sarcinii dinamice echivalente

6.2.3- Capacitatea dinamica necesara

6.2.4- Dimensionarea capacelor si garniturilor

Cap. VII- Alegerea cuplajului..................48

Consideratii generale

Transmisiile mecanice dintre motor si masina electrica de lucru maresc sau micsoreaza viteza, respectiv momentul transmis; modifica traiectoria sau caracterul miscarii; modifica sensul sau planul de miscare; regleaza si modifica continuu viteza; sumeaza miscarea si momentele de transmis de la mai multe motoare sau distribuie miscarea la mai multe masini sau organe de de lucru; protejeaza organele masinii motoare contra suprasarcinilor.

Transmisiile mecanice pot fi prin angranare si prin frecare. Transmisiile prin angrenare(roti dintate) cu raport de transmitere constant montate in carcase inchise se numesc reductoare cand reduc turatia ( i > 1) si amplificatoare cand maresc turatia (i < 1). Cand acestea permit variatie de viteza in trepte se numesc cutii de viteze.

Reductoarele pot fi cu una, doua sau mai multe trepte de reducere, constituie fie ca subansamble izolate, fie facand parte din ansamblul unei masini. In functie de pozitiile relative ale arborelui motor si condus, reductoarele se construiesc cu roti dintate cilindrice (cand cele doua axe sunt paralele sau axiale), cu roti conice, si roti pseudoconice (cand cei doi arbori sunt concurenti sau incrucisati) sau in combinatii de roti conice sau angrenaje melcate cu roti cilindrice (la rapoarte de transmitere mari).

Reductoarele cu roti dintate au o larga utilizare datorita avantajelor pe care le prezinta:raport de transmitere constant, posibilitati de realizare a unor transmisii cu incarcari de la cativa newtoni la incarcari foatre mari, gabarit redus si randament ridicat, intretinere simpla si ieftina.

Reductoarele pot fi de uz general sau speciale. Reductoarele de uz general au un singur lant cinemtic- deci un raport de transmitere mic- si o carcasa independenta. In categoria reductoarelor de uz general nu intra reductoarele cu angrenaje conice si melcate ce au axele in alta pozitie decat orizontala sau verticala si respectiv unghiul dintre axe diferirit de 90.

Reductoare cu angrenaje cilindrice

Reductoarele cu angrenaje cilindrice sunt cele mai raspandite datorita gamei largi de puteri si rapoarte de transmitere ce se pot realiza cu ajutorul lor cat si a posibilitatii tipizarii si executiei in uzine specializate. In practica se intalnesc reductoare pentru puteri pana la 100000kW, la viteze periferice a rotilor pana la 200m/s.

Reductoarele cu angrenaje cilindrice pot fi construite cu roti dintate cilindrice cu dinti drepti, inclinati sau in V, cu dantura exterioara si foarte rar cu dantura interioara. Felul danturii depinde de viteza periferica a rotii si de destinatia transmisiei.

Rotile dintate cilindrice cu dinti drepti se recomanda la: viteze periferice reduse, cand nu apar socuri si zgomot; in cazul in care nu se admit forte axiale in arbori si lagare; la cutii de viteze cu roti deplasabile.

Rotile dintate cilindrice cu dinti inclinati au in V se recomanda la angrenaje silentioase si la viteze periferice mari. Rotile dintate cu dinti in V se folosesc de preferinta, la reductoare cu dimensiuni mari pe cand cele cu dinti drepti si inclinati la reductoarele mici si mijlocii. In general se prefera rotile dintate cu dinti drepti, din cauza tehnologiei si a montajului lor mai simplu.

Numarul de trepte al reductoarelor depinde de raportul de transmitere "i".La reductoare cu o treapta, i = 1,2-6,3(maximum 8); la reductoare cu doua trepte i = =7,1-56(maximum 60); la reductoare cu trei trepte i = 40-180(maximum 200).

Reductoarele cu o treapta sunt folosite pentru puteri pana la 500kW, cand ungarea se face prin barbotare si pana la 950kW, cand ungerea este fortata. Randamentul este 0,98-0,99 in cazul variantei cu roti cu dinti drepti sau inclinati si 0,97-0,98 la roti dintate cu dinti in V.

Reductoarele cu doua trepte se executa practic in patru variante. Pentru o prima varianta se folosesc rapoarte de transmitere i = 7,1-56, cu randament de 0,97-0,98 si este cea mai raspandita, fiind standardizata. Datorita pozitiei rotilor, reactiunilor din reazeme sunt diferite dar din motive constructive si de exploatare, se aleg rulmenti identici pentru cele doua lagare ale aceluiasi arbore. Pentru reducerea incarcarii din reazemele arborelui intermediar este avantajos a se utiliza roti dintate cu dinti inclinati, inclinarea dintilor fiind in acelasi sens la rotile de pe arborele intermediar.

Intr-o a doua varianta la puteri mari si rapoarte de transmitere i = 7,1-60 se utilizeaza reductoare cu roti dintate cu dinti in V.

A treia varianta este pentru rapoarte de transmitere i = 7,1-56, la distante dintre axa cuprinse intre 160si 560mm, cu randament de 0,97-0,98, se folosesc reductoare cu doua axe geometrice. Acestea sunt constructii scurte dar de latime marita. Ambele roti conduse pot ajunge in baia de ulei; arborele condus se afla in continuarea arborelui motor. Incarcarea pe dinti se repartizeaza insa neuniform datorita arborelui intermediar, care rezulta mai lung. O constructie de dimensiuni optime se obtine prin alegerea corespunzatoare a celor doua rapoarte de transmitere, a latimii rotilor dintate sau a materialelor celor doua perechi de roti. Datorita rigiditatii reduse a arborelui intermediar, cu cresterea distantelor dintre axe si a puterilor ce se transmit, neuniformitatea sarcinii in flancul dintelui craste, motiv pentru care aceste reductoare sunt recomandate pentru puteri mici si mijlocii.

O larga raspandire o au reductoarele cu trei axe geometrice, cu una din trepte relizata cu roti duble, datorita repartitiei uniforme a sarcinii pe reazemele arborilor si a posibilitatii utilizarii la limita a capacitatii portante a rotilor ambelor trepte.

Reductoarele cilindrice cu trei trepte se utilizeaza la rapoarte de transmitere i = 40-180 si distanta intre axe pana la 1250mm, cu randament de 0,96-0,97. Aceste reductoare sunt combinatii ale variantelor constructive de reductoare cu doua trepte.

CAPITOLUL I

Calculul de predimensionare a suruburilor

1.1 Dimensionarea surubului

Fig.1.2

Fig. 1.1

Din conditia de functionare a mecanismului avem:

4F> G (=0,25 coeficient de frecare)

Scriem conditia limita de functionare si vom avea:

4F=kG => F= =2700 N

k=1,5 (k- coeficient de siguranta)

1.2. Calculul fortei de predimensionare a suruburilor

Pentru apropierea degetelor in surub trebuie sa se dezvolte o forta F_a.

Filetul recomandat este un filet fierastrau stanga-dreapta care va apropia cele 2 bacuri. Forta in lungul surubului se va calcula cu formula:

F_a=2Fcos45⁰==3818,376 N

Alegem materialul surubului din OL50 iar piulita din bronz fosforos. Nu este necesar ca toata piesa sa fie din bronz ci numai niste bucse.

Materialul din care este cofectionat surubul este OL50 si are urmatoarele proprietati: _r= 500 N/mm

c_a=15

_{at r}/ c_a =500/15 =33,333 N/mm²

Diametrul interior se obtine din conditia limitarii tensiunii de tractiune:

d₃ ≥ => d₃≥ =>d₃≥6,752 mm

Fig. 1.3

1.3. Alegerea din STAS a suruburilor

Pentru a avea asigurata conditia de autofranare si precizia de deplasare se alege din STAS 1090/66 pentru surub un pas normal. Aceste dimensiuni sunt redate in tabelul 1.1.

Toate dimensiunile sunt in milimetri.

Fig. 1.4

Tabel 1.1

1.4 Verificarea surubului

Verificarea la autofranare

Unghiul de inclinare al spirei se calculeaza astfel:

μ_OL-Bronz=0,1

b = 3

Conditia de autofranare .

Fig. 1.5

Verificarea la solicitarea compusa

σ_e =26,857 N/mm²

σ_t = 20,719 N/mm²

_t = 9,867 N/mm;

M_f =F_atg( =6965,975 Nmm

W_p = =705,92 mm³

Cum _e< _at vreificarea la solocitarea compusa este indeplinita.

1.5 Dimensionarea piulitei si calculul numarului de spire la piulita

Piulita este confectionata din bronz si are: P_{as OL-Bronz}=7 MPa.

σ_{ai Bronz}=40 MPa

O singura spira a piulitei este incarcata cu o presiune:

N/Z= =16,013 MPa;

(unde H₁ este inaltimea spirei si reptezinta H₁=0,75p=3,75 mm)

Cum toate spirele sun incarcate egal vom avea:

N=≤P_as ; (unde Z reprezinta numarul de spire ale piuleitei)

De aici scoatem numarul de spire Z' ca fiind: Z'≥=>Z^'≥2,28 spire.

Spira piulitei este supusa la incovoiere si la forfecare:

σ_i N/mm²

_f N/mm²

σ_e = ≤σ_{ai Bronz} => ≤40 =>Z"≥ =>

Z"≥0,62 spire.

Numarul de spire al piulitei va fi maximul dintre (Z'= 2,28 si Z"=0,62) care din STAS trebuie sa fie cuprins intre 8-12 spire. Vom alege Z_STAS=8 spire.

1.6 Randamentul surubului

Randamentul surubului se calculeaza cu formula:

CAPITOLUL II

Alegerea motorului electric

Pentru alegerea motorului electric trebuie cunoscute conditiile de exploatare (graficul de lucrari, temperatura si umiditatea mediului inconjurator, etc.), puterea necesara si turatia arborelui motorului.

2.1. Calculul puterii necesare a motorului

Deoarece motoarele utilajelor propuse lucreaza in regim de lunga durata, cu sarcina constanta, determinarea puterii se face pentru aceasta situatie.

Puterea motorului electric se determina cu relatia:

Momentul rezistent pe arborele 2.

;

2.2. Alegerea motorului electric

Avand in vedere tipul sarcinii si faptul ca transmisiile mecanice au destinatii din cele mai diferite, se recomanda sa se aleaga motoare electrice trifazate cu rotorul in scurtcircuit. Aceasta serie de motoare este simbolizata prin grupul de litere ASI, urmat de un grup de cifre si o majuscula.

A- motor asincron trifazat;

S- rotor in scurtcircuit;

I- constructie inchisa(capsulata);

2.2.2. Etapele alegerii motorului electric

Cu turatia "n" data in tema de proiectare se alege tabelul 2.1.

Se parcurge coloana a doua din tabelul 2.1.pana are loc relatia P P₁;

Se alege tipul motorului corespunzator puterii P₁ si se extrage turatia n₁;

Observatii:

-Puterea motorului electric P din tabel ramane ca o data specifica a motorului electric si nu intervine in calculele ulterioare.

-Puterea necesara la arborele motorului electric P₁ reprezinta puterea de calcul la dimensionarea transmisiei. Faptul ca P>P₁ reprezinta o rezerva de putere.

-Turatia se va lua in calculele ulterioare este turatia de regim a motorului electric n.   

Se alege din STAS motorul ASI-100L-28-8:

2.2.3. Dimensiunile de gabarit ale motorului electric

Schita motorului electric trifazat este reprezentata in figura 2.1, iar principalele dimensiuni de gabarit, precum si dimensiunile de montaj in tabelul 2.2.

CAPITOLULIII

Dimensionarea angrenajelor

3.1. Stabilirea rapoartelor de transmitere

In STAS 6012-68 (tabel 3.1) se dau rapoartele de transmitere pentru angrenaje cilindrice,conice si melcate, folosite in constructia de masini. Valorile din sirul I vor fi preferate celor din sirul II si acestea valorilor din sirul III.

In functie de marimea raportului de transmitere se alege numarul de trepte.

La stabilirea raportului de transmitere se recomanda ca numarul de dinti ai rotii conduse sa nu fie multiplu intreg al numarului de dinti ai pinionului pentru a evita oscilatiile intretinute si a asigura uzura uniforma a danturii.

Descompunerea raportului de transmitere total pe treptele reductorului se poate executa pornind de la diferitele conditii cum sunt: rezistenta egala a flancurilor sau a bazei dintilor, volumul total al rotilor sa fie minim, realizarea ungerii tuturor treptelor prin scufundare egala in baia de ulei, etc.

In general, raportul de transmitere i_total se repartizeaza pe trepte dupa tipul reductorului. In cazul de fata, reductor cilindric cu doua trepte, raportul de transmitere pentru prima treapta se recomanda sa se ia dupa formula:

3.2 Calculul momentului de torsiune si a turatiei la arbori

Momentul de torsiune la arborele I se calculeaza cu formula de mai jos si are valoarea de 6522,753 Nmm.

Momentul de torsiune la arborele II se calculeaza cu formula de mai jos si are valoarea de 32500,408 Nmm.

Turatia la arborele I are aceiasi valoare ca si turatia nominala a motorului electric si are valoarea: n₀=n₁=705rpm.

Turratia la arborele II va fi egala cu raportul dintre turatia arborelui I si raportul de transmitere al reductorului si are valoarea:

3.3. Dimensionarea primei trepte de angrenare

3.3.1. Alegerea materialului si calculul tensiunii admisibile

Alegerea materialului

Se recomanda pentru angrenaje mediu soliciate si viteze periferice vI(812)m/s:oteluri carbon si aliate(OLC 35; OLC 45; 40Cr10; 41MoCr11) imbunatatite la 3035HRC si calite superficial la 5055HRC. Pentru viteze vI(48)m/s:oteluri carbon de calitate(OLC 35; OLC 45; OLC 60) si oteluri aliate (35CrMnSi13; 40Cr10; 41MoCr11) imbunatatite.

Observatii:

-Rotile care angreneaza este bine sa nu fie executate din acelasi material(la materiale identice tendinta de gripare este maxima).

-Roata conducatoare functioneaza in conditii mai grele decat roata condusa deci trebuie executata dintr-un material cu caracteristici mecanice mai ridicate.

-Pentru reductoarele obisnuite se recomanda utilizarea otelurilor cu duritati mici si mijlocii HB (25003500)MPa, astfel micsorandu-se pericolul griparii, diferensa intre roti fiind de HB (200300)MPa.

Caracteristicile de rezistenta ale otelurilor si fontelor folosite la constructia rotilor dintate sunt prezentate in tabelul 3.2.

Tabel 3.2

Avand un angrenaj mediu solicitat vom alege OLC45 cu HB=1850 Mpa si propietatile

Calcului tensiunii admisibile

a)Tensiunea admisibila la solicitarea de contact:

unde:

s_{H lim} = tensiunea limita de baza la solicitarea de contact;

S_HP - coeficientul de siguranta minim admisibil pentru solicitarea de contact.

Pentru o functionare normala S_HP =1,15.

Z_N =1- factorul de durabiliate, in functie de material si de cicli de functionare;

Z_L =1 -factorul de ungere;

Z_R =0,9 - factorul de rugozitate;

Z_V =1 -factorul de viteza;

Z_W =1 -factorul de duritate al flancurilor;

Z_X =1- factorul de dimensiune.

b) Tensiunea admisibila la solicitarea de incovoiere se determina cu relatia:

unde:

s_{0 lim} -tensiunea limita la solicitarea de incovoiere;

S_FP -coeficientul de siguranta minim admisibil pentru solicatarea de incovoiere. Pentru o functionare normala S_FP = 1,25.

Y_N - factorul de durabilitate la incovoiere, in functie de material si durata de functionare;

Y_d - factorul de sprijin. Y_d

Y_R - factorul rugozitatii racordarii dintelui;

Y_X - factorul de dimensiune in functie de modulul normal de dinti. Pentru predimensionare Y_X = 1.

3.3.2. Factorul de corectie al incarcarii

a) Pentru solicitarea de contact

K_H = K_A ^. K_V ^. K_Ha ^. K_Hb

unde:

K_A - factorul de utilizare.

Avand in vedere ca in cazul antrenarii reductorului cu motor electric caracteristica de functionare a masinii antrenate este cu socuri medii, se va lua K_A = 1,25;

K_V - factorul dinamic.

Pentru calcule preliminarii alegerea lui se face din tabelul 3.3 in functie de precizia adoptata pentru prelucrarea rotilor. Pentru reductoare de uz general treapta de precizie recomandata este 7.

Se adopta deci K_V = 1,5.

Tabel 3.3

K_Ha - factorul repartitiei frontale a sarcinii la solicitarea de contact. La angrenajele precise, in clasele 1..7, se adopta K_Ha

K_Hb - factorul repartitiei sarcinii pe latimea danturii la solicitarea de contact. Cand se cunoaste coeficientul de latime al rotii ψ_d pentru angrenaje cilindrice si ψ_dm pentru angrenaje conice, K_Hβ se alege din tabelul 3.4. In cazul nostru ψ_d = 1,12.

Tabel 3.4

K_H = K_A ^. K_V ^. K_Ha ^. K_Hb

b) Pentru solicitarea de incovoiere

K_F = K_A ^. K_V ^. K_Fa ^. K_Fb

unde:

K_Fa - factorul repartitiei frontale a sarcinii de incovoiere. Se adopta K_Fa

K_Fb - factorul repartitiei sarcinii pe latimea danturiila solicitarea de incovoiere. Se adopta K_Fb

K_F = K_A ^. K_V ^. K_Fa ^. K_Fb

3.3.3. Alegerea numarului de dinti, a coeficientului delatime si a unghiului de inclinare al dintelui

Alegerea numarului de dinti

Adoptam pentru roata conducatoare z₁ = 29 dinti.

Numarul de dinti ai rotii conduse z₂ = i_a1 ^. z₁

Se alege z₁ si z₂ se aleg astfel incat sa nu aiba divizori comuni.

z₂ = Z₂=5,3 29=153,7≈157 dinti.. Adoptam z₂ = 157.

u=i_REAL===5,413.

Alegerea coeficientului de latime al danturii

Acest coeficient se poate calcula cu relatiile:

iar y_d se alege din tabelul 3.5.   

Tabel 3.5

Alegerea unghiului de inclinare a dintilor pe cercul de divizare

Pentru angrenaje cu dinti inclinati se recomanda b

Se adopta b

3.3.4. Distanta minima intre arborii I si II prin limitarea presiunii de contact

unde:

u -raportul de transmitere;

M_t2-momentul de torsiune pe arborele 2.

K_H -factorul de corectie al incarcarii;

Z_H -factorul zonei de contact. Z_H =2,35;

Z_E -factorul de material. Z_E =189,8

Z_e -factorul gradului de acoperire. Z_e

Z_b -factorul de inclinare al dintilor. Z_b = = 0,982.

Pentru cateva combinatii de materiale, factorul Z_E se da in tabelul 3.6 Tabelul 3.6

Se adopta a_STAS conform STAS 6055-82. In acest caz se mareste la prima valoare standardizata. Se adopta a_STAS daca:

Se adopta a_STAS =100mm.

3.3.5. Modulul normal minim

Din limitarea tensiunii de incovoiere:

m_n^'= 0,410mm

unde:

Y_Fa - coeficient de forma a danturii;

Y -factorul de inclinare al dintilor;

Y_e -factorul gradului de acoperire. Y_e

Din limitarea presiunii de contact

m_n^"=

Modulul normal rezultat din calcule este m_{n min} = 1.

3.3.6. Recalcularea unghiului de inclinare

Pentru a se putea obtine o distanta intre axe standardizata si un modul normal standardizat, la rotile cilindrice cu dinti inclinati se recalculeaza unghiul de inclinare al danturii cu relatia:

cos β^*===0,929 => β^*=21,5˚

Astfel se poate evita deplasarea de profil a danturii.

3.3.7.Elementele geometrice ale danturii

_n=20˚; h_a^*=1; c^*=0,25; profilul de referinta STAS

Calculul elementelor geometreice este indicat in tabelul urmator: Tablelul 3.7

3.3.8. Gradul de acoperire

ε = ε_α + ε_β ≥ 1,2

unde:

ε = ε_α + ε_β =1,59 + 4,06 = 6,65.

3.3.9. Randamentul angrenajului

unde : f = 2 pentru angrenaje aflate in rodaj;

Coeficientul μ_a se alege din tabelul 3.8. Tabelul 3.8

3.3.10.Forte in angrenare

-forta tangentiala:

;

-forta axiala:

;

- forta radiala:

;

Verificarea angrenajului

Cunoscanduse geonetria si cinematica angrenarii, se poate face:

verificarea la solicitarea de contact, cu relatia:

σ_H=z_Hz_Ez_εz_β

σ_H=

verificarea la incovoiere, cu relatia:

σ_F=

σ_F=

verificarea lipsei ascutirii dintilor. Grosimea dintilor pe cilindrul de cap:

verificarea lipsei subtaierii:

CAPITOLUL IV

Verificarea la incalzire a reductoarelor

4.1. Alegerea materialului de ungere si a sistemului

Adoptarea materialului de undegere

Materialul de ungere se recomanda in functie de viteza pe cercul de rostogolire al rotii, astfel:

v= 0→0,4 m/s -grafit cu bisulfura de mobiden

v= 0→0,8 m/s -unsoare

v= 0,4→0,8 m/s -unsoare cu ulei

v>4m/s -uleiuri minerale sau sintetice

Uleiurile recomandate pentru angrenaje ce functioneaza in carcase inchise, cu temperatura de functinare t_f=45-90sC se gasec in tabelul 4.1

Tabelul 4.1

Sistemul de ungere

Ungera prin imersiune(barbotare) se utilizeaza pentru v≤15 m/s. Trebuie sa se cufunde in baie de ulei cate o roata de la fiecate treapta. Adancimea de scufundare este minima un modul sau 10mm si maxima 6 module la treapta rapida, iar roata ultimei trepte pana la 1/3 din diametrul ei sau 100mm.

4.2. Randamentul total al reductorului

Randamentul total al reductorului se calculeaza cu relatia:

unde:

-η_a -randamentul unei trepte de angrenare

-η_e -randamentul unui lagar

-η_u -randamentul datorita barbotarii uleiului in baie

unde:

-P_fu -puterea pierduta prin fecarea rotii cu uleiul

W

-h₂ -adancimea de cufundare a rotii in ulei

mm

-v -viteza periferica a rotii

m/sec

4.3. Dimensionarea carcaselor

Elemente constructive ale corpurilor si capacelor reductoarelor:

Grosimea peretelui corpului: =0,025a+5 mm

unde: a- distanta dintre axe la redoctor;

Grosimea peretelui capacului: δ

Grosimea flansei corpului: h=1,5δ

Grosimea flansei capacului: h₁=1,5

Grosimea talpii(in varianta cu bosaje pentru suruburile de fundtie): t=1,5δ;

Grosimea nervurilor corpului: c=0,8δ;

Grosimea nervurilor capacului: c₁=0,8δ₁;

Diametrul suruburilor de fixare a reductorului pe fundatie: d≈1,5δ Se adopta din STAS 2350-84 M12;

Diametrul suruburilor de fixare a capacului de corpul reductorului, care se afla langa lagare: d₁≈0,75d Se adopta din STAS 4272-84 M9;

Diametrul suruburilor de fixare a capacului de corpul reductorului, care nu sunt langa lagare: d₂≈0,75d=6,75≈7. Se adopta din STAS 4272-84 M7;

Latimea flansei corpului si a capacului: k=3d₂=21mm;

Distanta minima intre rotile dintate si suprafata interioara a reductorului: Δ≥ 1,5δ=12mm;

Distanta intre roata cea mare si fundul baii de ulei: Δ₁≥5δ₁=35mm;

Distanta de la elementul rotitor pana la capatul lagarului: l₂=20 mm;

Distanta de la rulmentul de la marginea interioara a carcasei reductorului: l₁=10mm;

Lungimea partii de arbore pe care se fixeaza roata conducatoare: l₃=1,5d_aI=42mm;

Latimea capacului lagarului: l₄=25 mm;

Latimea rulmentului: l_5I=0,5d_aI=9mm

l_5II=0,5d_aII=14mm

Predimensionarea arborilor se face tinand seama de solicitarea lor la rasucire. Diametrele arborilor I si II se determina cu relatiile:

Unde σ_at(0)=20 Nm - tensiunea admisibila la rasuciree pentru cilclul pulsator pentru arbori din Otel.

4.4. Calcului suprafetei carcasei   

Pentru a stabili temperatura uleiului din baie este necesar sa se determine suprafata de schimb de caldura cu mediul exterior.

In scopul stabilurii suprafetei reductrorului se calculeaza dimensiunile pentru reductorul cu o treapta de roti dintate cilindrice:

R=

r=

L=a+R+r=100+94,309+35,573=229,882mm

l=b₁+2 =38+24+16=78mm

H==132,359mm

tgθ==0,587 => θ=30,428s

S=17930,796+2689435,825+7114,6+5873,6+

S=300674,309mm²=0,3m²

4.5. Verificarea la incalzire a reductorului

Temperatura uleiului din baie, in cazul carcaselor inchise cand nu mai are loc recircularea uleiului, se calculeaza din ecuatia echilibrului termic:

sC≤t_a=80sC

P₂= W

rad/sec

rot/min unde:

P₂ - puterea la arborele de iesire din reductor;

η_t - randamentul total al reductorului;

S_C - suprafata de calcul a reductorului: S_C=1,2S, suprafata se majoreaza cu 20% pentru a tine seama de nervurile de rigidizare si de flanse;

λ - coeficientul de transmisie a caldurii intre carcasa si aer.

CAPITOLUL V

Calculul arborilor

5.1. Alegerea materialelor

Stabilirea materialelor si tratamentului termic trebuie sa se ia in considerare atat modul de solicitare al arborilor cat si conditiile de lucru ale fusurilor.

Arborii care nu se trateaza termic si pentru solicitari usoare se utilizeaza otelurilor carbon obisnuite OL 50 sau OL60 (STAS 500/2-80). Tabel 5.1

Tabel 5.2

In tabelul 5.1 se dau principalele caracteristici mecanice ale otelurilor uzuale utilizate in executia arborilor iar in tabelul 5.2 se prezinta tensiunile admisibile pentru calculele preliminare.

Vom alege pentru arbori OL50.

5.2. Predimensionarea arborilor

Determinarea preliminara a diametrului arborelui se face pe baza unui calcul conventional simplificat, considerand numai rezistenta la rupere prin rasucire:

unde: M_t1 si M_t2 -momentele de torsiune pe arbori

Se adopta : -d_I = 18mm;

-d_II = 28mm.

5.3. Stabilirea schemei de calcul

La aceste angrenaje schema de calcul se prezinta in figura 5.1.

Figura 5.1.

5.4 Calculul arborelui I

l₂^΄ = l₅ /2 + l₁ + Δ +b₂ /2 = 14/2 + 10 + 12 + 35/2 = 7+22+17,5=46,5≈47mm

l₂^΄ =47mm

5.4.1 Stabilirea diametrelor

d₁=18mm;

d₁₂=d₁+5=18+5=23mm

d₂=d₁₂+2=23+2=25mm

d₂₃=d₂+5=25+5=30mm

d₄= d₂=25mm

5.4.2 Forma constructiva

5.4.3 Alegerea penelor

Pana este confectionata din OL60 cu urmatoarele proprietati:

Tabel 5.4.3

Pentru diametrul d₁=18mm avem dimensiunile: mm cu adancimea pe arbore de t₁=3,5mm, respectiv pe butuc de t₂=2,8mm.

Calculul lungimii penei

Lungimea penelor paralele se calculeaza din doua conditii:

a). din limitarea presiunii de contact:

mm

unde: F_p1- forta ce solicita pana;

N

in care: M_t1 -momentul de torsiune la arborele I;

d₁ -diametrul arborelui I pe tronsonul respectiv al asamblarii;

μ=0,15 -coeficient de frecare dinte pana si butucul rotii;

h -inaltimea penei, in mm;

p_a=100 N/mm² -presiunea admisibila de contact.

b). din conditia de rezistenta la tensiunea de forfecare:

mm

unde: F_p1 s-a calculat mai sus;

b -latimea penei, in mm;

τ_af=0,25σ_c=75N/mm -tensiunea admisibila la forfecare.

Valorile l_STAS se calculeaza astfel:

-se alege maximul dintre l₁ si l₂:l_max =max(l₁ ,l₂)=2,028mm

-se standardizeaza valoarea l_max la l_STAS dupa STAS 1005-71si vom avea l_STAS=16mm.

Incarcarea arborelui I

(V) M₁=0

R_V l F_t l '=0 =>

M

-R_V1 ∙2l₂' + F_t1 ∙ l₂'=0 =>

(H) M₁=0

R_H3 ∙ 2l₂'- F_r1'∙ l₂' + F_a1 ∙d₂/2=0 =>

M₃=0

-R_H1∙2 l₂' + F_r1 ∙l₂'+ F_a1 ∙d₂/2=0 =>

5.5 Calculul arborelui II

5.5.1 Stabilirea diametrelor

d₁=d_aII=28mm

d₅= d₇=35mm

d₆= d₇+5=40 mm

d₅₆= d₆+5=45mm

d₈=28mm

5.5.2 Forma constructiva

5.5.3 Alegerea penelor   

Alegera penei pentru roata dintata

Pana este confectionata din OL60 cu urmatoarele proprietati:

Tabel

Pentru diametrul d₆=40mm avem dimensiunile: mm cu adancimea pe arbore de t₁=5mm, respectiv pe butuc de t₂=3,3mm.

Calculul lungimii penei

Lungimea penelor paralele se calculeaza din doua conditii:

a). din limitarea presiunii de contact:

mm

unde: F_p2- forta ce solicita pana;

N

in care: M_t2 -momentul de torsiune la arborele II;

d₁ -diametrul arborelui II pe tronsonul respectiv al asamblarii;

μ=0,15 -coeficient de frecare dinte pana si butucul rotii;

h -inaltimea penei, in mm;

p_a=100 N/mm² -presiunea admisibila de contact.

b). din conditia de rezistenta la tensiunea de forfecare:

mm

unde: F_p2 s-a calculat mai sus;

b -latimea penei, in mm;

τ_af=0,25σ_c=75N/mm -tensiunea admisibila la forfecare.

Valorile l_STAS se calculeaza astfel:

-se alege maximul dintre l₁ si l₂:l_max =max(l₁ ,l₂)=3,411 mm

-se standardizeaza valoarea l_max la l_STAS dupa STAS 1005-71si vom avea l_STAS=28mm.

Incarcarea arborelui II

(V) M₆=0

R_V l F_t l '=0 =>

M

-R_V6 ∙2l₂' + F_t2 ∙ l₂'=0 =>

(H) M₄=0

R_H6 ∙ 2l₂'- F_r2'∙ l₂' - F_a2 ∙d₆/2=0 =>

M₆=0

-R_H4∙2 l₂' + F_r2 ∙l₂'- F_a2 ∙d₆/2=0 =>

Calaculul momentelor incovoietoare

(V)

(H)

Momente incovoietoare rezultante

Deoarece solicitarea de incovoiere se efectueaza in doua plane se determina momentul incovoietor rezultant(in fiecare punct important) prin insumare geometrica:

Momente incovoietoare echivalente

In afara solicitarii de incovoiere arborele II este supus si unui moment de torsiune M_t2, deci solicitarea este compusa. Momentul echivalent se determina cu relatia:

α - coeficient ce tine cont de faptul ca solicitarea de incovoiere se produce dupa un ciclu alternant simetric (-1) iar cea de torsiune dupa un ciclu pulsator(0).

[vezi tabelul 5.2].

Verificarea arborelui

5.5.5. Verificarea la oboseala a arborelui

Verificarea la oboseala se face in sectiunile cu o concentrare importanta a eforturilor - canale de pana, salturi de diametre, etc. - si consta in determinarea coeficientului de siguranta efectiv "c" si compararea lui cu un coeficient de siguranta admis:

unde:

c_σ - coeficient de siguranta la oboseala prin incovoiere;

c_τ - coeficient de siguranta la oboseala prin torsiune.

Se va considera ca solicitarea de incovoiere se produce dupa un ciclu alternant simetric iar solicitarea de torsiune dupa un ciclu pulsator.

Calculul coeficientului de siguranta c_σ

Coeficientul de siguranta c_σ se calculeaza cu relatia:

unde:

β_σ - coeficient efectiv de concentrare a tensiunilor.

Pentru canalul de pana de pe arborele I, in zona cuplajului, executat cu freza disc β_σ = 1,47;

γ - coeficient de calitate al suprafetei;

Coeficient de calitate se determina pentru strunjire bruta ; γ = 0,88

ε_σ -factor dimensional pentru otel carbon cu concentrari moderate, se gaseste ε_σ = 0,9;

σ_v - amplitudinea ciclului de solicitare la incovoiere in sectiunea respectiva, in [N/mm²],

in care M_i este momentul incovoietor in sectiunea in care se face verificarea;

σ_-1 - rezistenta la oboseala a materialului arborelui(tabelul 5.1);

σ_m - tensiunea medie la solicitarea de incovoiere a sectiunii respective

(σ_m = 0 - ciclul de solicitare fiind alternant simetric).

Calculul coeficientului de siguranta c_τ

Coeficientul de siguranta c_τ se calculeaza cu relatia:

unde:

β_τ = 1,47; γ = 0,88;ε_τ = 0,87;

τ_-1 = 140

La solicitare pulsatorie:

Coeficientul de siguranta total:

CAPITOLUL VI

Alegerea rulmentilor

Pentru a adopta un anume tip de rulment se va tine seama de: marimea si sensul solicitarii, turatie, temperatura de lucru, conditii de montaj si exploatare.

Deoarece in acest caz avem incarcari relativ mari vom alege rulmenti cu role si deoarece avem incarcari si radiale si axiale, vom alege rulmenti radiali-axiali.

6.1. Alegerea rulmentilor arborelui I

6.1.1. Alegerea tipului si a schemei de montare

Pentru d = 25mm vom alege rulmentul cu seria 33205 cu dimensiunile din tabelul 6.1.1.

Fig. 6.1

Adoptam schema de montaj a rulmentilor in "X".

Fortele radiale din rulmenti se calculeaza cu relatia:

unde:

R_H1(2) si R_V1(2) -reactiunile din lagare in plan orizontal si vertical.

Fortele axiale interne, provenite din descompunerea fortei normale la caile de rulare in directia axei rulmentului, se vor calcula cu relatiile:

F_ai1(2) = (1,211,26) F_r1(2) tgα

F_ai1 = 1,21 ^. F_r1 ^. tgα = 1,21 ^. 126,96 ^. tg 15˚= 41,16 N

F_ai3 = 1,21 ^. F_r3 ^. tgα = 1,21 ^. 117,21 ^. tg 15˚= 38 N

In calculul preliminar, pentru calcularea fortelor axiale din rulment si alegerea seriei lor, se cunoaste Y si se poate calcula exact F_ai . Aceasta atrage de la sine recalcularea fortelor axiale F_a1 si F_a2.

Fortele axiale din rulmenti depind de sensul fortei axiale F_a si se calculeaza cu relatiile:

F_a1 =F_a +F_ai3 ↔ F_a1 = 71,8 + 34,47 = 106,28 N

F_a3 = F_ai1 ↔ F_a3 = 37,34 N

6.1.3. Calculul sarcinii dinamice echivalente

Sarcina dinamica echivalenta se solicita rulmentul se calculeaza cu relatiile:

P₁ = X ^. V ^. F_r1 + Y ^. F_a1 = 0,67^.1 ^. 126,96 + 1,7^. 106,28 = 265,73 N

P₃ = X ^. V ^. F_r3 + Y ^. F_a3 = 0,67^.1 ^. 117,21 + 1,7 ^. 37,34 = 142 N

unde:

V - coeficient cinematic; V = 1;

X - coeficientul radial al rulmentului; Deoarece F_a /F_r =0,65> e atunci X = 0,67;

Y - coeficientul axial al rulmentului; Y = 1,7.

6.1.4. Capacitatea dinamica necesara

Se calculeaza cu relatia:

unde:

L - durabilitatea nominala a rulmentului, care se calculeaza cu relatia:

n - turatia arborelui;

L_h - durata de functionare[ore];

p = 3-pentru rulmenti cu role.

Deoarece C₁₍₂₎ < C_STAS rulmentii au fost bine alesi.

6.2. Alegerea rulmentilor arborelui II

6.2.1. Alegerea tipului si a schemei de montare

Pentru d = 20mm vom alege rulmentul cu seria 33207 cu

Adoptam schema de montaj a rulmentilor in "X".

Fig. 6.2

Fortele radiale din rulmenti se calculeaza cu relatia:

unde:

R_H4(6) si R_V4(6) -reactiunile din lagare in plan orizontal si vertical.

Fortele axiale interne, provenite din descompunerea fortei normale la caile de rulare in directia axei rulmentului, se vor calcula cu relatiile:

F_ai1(2) = (1,211,26) F_r1(2) tgα

F_a4 = 1,26 ^. F_r4 ^. tgα = 1,26 ^. 49,4 ^. tg 15˚= 16,6N

F_ai6 = 1,26 ^. F_r6 ^. tgα = 1,26 ^. 55,2 ^. tg 15˚= 18,6N

In calculul preliminar, pentru calcularea fortelor axiale din rulment si alegerea seriei lor, se cunoaste Y si se poate calcula exact F_ai . Aceasta atrage de la sine recalcularea fortelor axiale F_a5 si F_a6.

Fortele axiale din rulmenti depind de sensul fortei axiale F_a si se calculeaza cu relatiile:

F_a1 = F_ai2 ↔ F_a1 = 16,2N

F_a2 = F_a+ F_ai1 ↔ F_a2 = F_a+ F_ai6=71,8+14,5=85,3 N   

6.2.2. Calculul sarcinii dinamice echivalente

Sarcina dinamica echivalenta se solicita rulmentul se calculeaza cu relatiile:

P₄ = X ^. V ^. F_r4 + Y ^. F_a4 =0,67^. 49,4 +1,7^. 16,2 = 51 N

P₆ = X ^. V ^. F_r6 + Y ^. F_a6 = 0,67 ^. 55,2 + 1,7 ^. 85,3 = 182 N

unde:

V - coeficient cinematic; V = 1;

X - coeficientul radial al rulmentului; Deoarece F_a /F_r > e atunci X = 0,67;

Y - coeficientul axial al rulmentului; Y = 1,7.

6.2.3. Capacitatea dinamica necesara

Se calculeaza cu relatia:

unde:

L - durabilitatea nominala a rulmentului, care se calculeaza cu relatia:

n - turatia arborelui;

L_h - durata de functionare[ore];

p = 3,33 -pentru rulmenti cu role.

Deoarece C₁₍₂₎ < C_STAS rulmentii au fost bine alesi.

6.2.4. Dimensionarea capacelor si garniturilor

Montajul si intretinerea rulmentilor

Pentru etansarea rulmentilor se utilizeaza capace care se fixeaza prin 4 suruburi M6 de corpul si capacul reductorului.

d_a - diametrul arborelui in cazul capacelor patrunse;

D - diamerul exterior al rulmentului;

d_s - diametrul suruburilor de fixare.

Pentru D=52

D₁ = D + 2,5d_s =52 + 2,5 ^. 6 = 67mm;

D₂ = D₁ + 2,5d_s = 67 + 2,5 ^. 6 =82mm;

D₃ = 0,9D = 0,9 ^. 52 = 46,8mm ;

b ≈ 2,5d_s = 2,5^.6=15mm; b₁ = b₂ = 1,2d_s = 7,2 mm.

Pentru D=72

D₁ = D + 2,5d_s =72 + 2,5 ^. 6 = 97mm;

D₂ = D₁ + 2,5d_s = 97 + 2,5 ^. 6 =112mm;

D₃ = 0,9D = 0,9 ^. 47 = 64,8mm ;

b ≈ 2,5d_s = 2,5^.6=15mm

CAPITOLUL VI

Alegerea cuplajului

Cuplarea reductorului cu alte ansamble se realizeaza cel mai adesea printr-un cuplaj elastic cu bolturi datorita avantajelor conferite de acesta. Acest cuplaj permite deplasari axiale pana la 5mm, radiale pana la 1mm si unghiulare pana la 1 , amortizeaza socurile si vibratiile torsionale, schimba frecventa oscilatiilor proprii ale arborilor evitand rezonanta.

Cuplajul elastic cu bolturi este standardizat, in STAS 5982-79,

executandu-se in doua variante-tip N si tip B. Cel mai folosit si cel care il alegem este cel de tip N.

Semicuplele se executa in urmatoarele variante:

P - pregaurit: se utilizeaza in cazul in care marimea de cuplj aleasa este corespunzatoare din punct de vedereal momentului nominal necesar, dar capetele de arbore pe care se monteaza cuplajul au diametrele mai mici decat diametrele nominale d corespunzatoare marimii respective de cuplaj;

C - cu alezaj cilindric, fara fixare frontala;

C_f - cu alezaj cilindric, cu fixare frontala;

K_i - cu alezaj conic, cu fixare frontala.

Momentul de torsiune pe care trebuie sa-l transmita cuplajul este M_t, datorita socurilor care apar la pornire, precum si a unei functionari neuniforme, alegerea din standard a cuplajului se face luand in considerare un moment nominal M_n.

M_n = c_s ^. M_t = 1,65 ^. 6500= 10725 N ^. m

unde c_s este coeficientul de serviciu. Se alege c_s = 1,65 - pentru functionare uniforma, socuri mici si rare, sarcini usoare si de scurta durata.

Diametrul boltului "δ", nespecificat in standard, se adopta in functie de capatul lui filetat: δ = 1,5 ^. d₄ =1,5 ^. 6 = 9mm .

Verificarea cuplajului

Forta cu care se incarca un bolt se calculeaza cu relatia:

unde:

n - numarul de bolturi pe cuplaj;

D₁ - diametrul pe care sunt amplasate bolturile;

Bolturile se verifica la:

-presiune de contact, presiune ce apare intre mansoanele de cauciuc si bolt:

-la incovoiere, in sectiunea de incastrare in semicupla 1:

Deoarece diametrul interior al cuplajului este mai mare decat diametrul capatului de arbore (d=11mm) pentru montaj este necesara fie bucsarea arborelui fie schimbarea configuratiei geometrice a arborelui de intrare.