mecanism de actionare

 

 

Mecanism de actionare format din:

ü       motor electric M.E;

ü       transmisii prin curele trapezoidale;

ü       reductor pentru angrenajul melc-roata melcata;

ü       cuplaj C.

Transmisia functioneaza in conditii normale si exploatarea se face intr-un singur schimb.

Durabilitatea rulmentilor Lh=10000 h.

Se dau :

=15 KW

=2910rot/min

=74, unde = raportul de transmitere

CAP. 1. Alegerea motorului electric

Se dau:

=74, unde = raportul de transmitere

=2910 rot/min, unde – turatia rotii de curea conducatoare

1.1.Alegerea randamentelor partiale ale elementelor de transmisie

Alegem:

1.2.Calculul randamentului total al transmisiei : randamentul reductorului :

b) randamentul total :

1.3.Calculul puterii necesare a motorului

Puterea necesara a motorului este:

1.4. Alegerea motorului electric

In functie de puterea necesara a motorului , care s-a calculat la capitolul 1.3. si turatia rotii de curea , s-a ales din STAS tipul motorului si puterea .

=15 KW, unde

S-a ales motor electric asincron B3-160Mx15x3000A.

CAP. 2. Calculul transmisiilor prin curele trapezoidale

2.1.Generalitati.Clasificarea transmisiilor prin curele

Transmisiile prin curele se folosesc pentru transmiterea energiei de la un arbore motor la un arbore condus pe baza frecarii dintre un element intermediar flexibil, numit curea si rotile de curea montate pe cei doi arbori.

Fig. 2.1. Reprezentarea schematica a unei transmisii prin curele

Pentru a se realiza forta de frecare necesara, initial se realizeaza o tensionare a curelei pe rotile de curea.In momentul punerii in miscare a rotii motoare, tensiunea din ramura 2 a curelei se va mari si mai mult in timp ce tensiunea din ramura 1 a curelei se va micsora.

Transmisiile prin curele se clasifica dupa urmatoarele criterii:

a) Dupa forma sectiunii transversale a curelei:

ü       transmisii cu curele late;

ü       transmisii cu curele trapezoidale;

ü       transmisii cu curele dintate;

ü       transmisii cu curele rotunde;

b) Dupa dispozitia axelor:

ü       transmisii cu axe paralele – cu ramuri deschise;

ü       cu ramuri incrucisate;

ü       in trepte;

ü       transmisii cu axe incrucisate - cu ramuri semiincrucisate;

- in unghi cu role.

c) Dupa modul de intindere a curelei:

ü       transmisii fara organe de intindere a curelei;

ü       transmisii cu organe de intindere a curelei.

In prezent curelele se executa dintr-o gama variata de materiale dintre care mentionam: pielea, materiale textile, materiale textile cauciucate, otel subforma de brazi, materiale plastice.

Transmisiile prin curele sunt folosite in diverse domenii ale industriei constructoare de masini, dintre care mentionam: industria constructoare de masini-unelte; industria constructoare de masini agricole; industria constructoare de autovehicule etc.

Mentionam ca transmisia cu curele late se foloseste la puteri de pana la 2000kw, viteze periferice v30m/s, distanta dintre axe A<12m si raportul de transmitere i6, in timp ce transmisiile cu curele trapezoidale se folosesc la pteri de pana la 1200kw, v40m/s, i10, numarul lor putand ajunge pana la 8÷12 curele montate in paralel.

Transmisiile prin curele prezinta urmatoarele avantaje:

ü       posibilitatea de transmitere a miscarii de rotatie si a puterii la distante mari;

ü       functionarea silentioasa;

ü       amortizarea socurilor;

ü       protectie la suprasarcini;

ü       posibilitatea de functionare la turatii mari.

Dintre dezavantajele acestor transmisii mentionam:

ü       dimensiuni mari de gabarit;

ü       raport de transmitere variabil datorita alunecarii curelei pe roti;

ü       asupra arborilor actioneaza forte mari;

ü       in anumite cazuri sunt necesare dispozitive de intindere a curelei.

2.2.Transmisii prin curele trapezoidale

Curelele trapezoidale au in sectiune forma unui trapez isoscel.Ele sunt formate din elemente de rezistenta inglobate intr-o masa de cauciuc si la exterior cu un strat de protectie din panza cauciucata.

Dupa tipul elementelor de rezistenta curelele trapezoidale se impart in doua mari grupe: S si R.In grupa S intra curelele trapezoidale ale caror elemente de rezistenta N constituie sirurile cablate, iar in grupa R intra curelele trapezoidale ale caror elemente de rezistenta il constituie reteaua de cord.

Fig. 2.2. Curele trapezoidale: a)Tipul S; b)Tipul R

Dupa valorile raportului b/h curelele trapezoidale se impart in urmatoarele grupe:

ü       curele clasice pentru care b/h=1.3÷1.4.Aceste curele sunt standardizate in STAS 1164-84( tipurile Y,Z,A,B,C,D,E);

ü       curele inguste pentru care b/h=1.1÷1.Aceste curele sunt standardizate in STAS 7192-65 (tipurile SPZ, SPA,SPB,SPC);

ü       curele late pentru care 6/h=3.125. Aceste curele sunt standardizate in STAS 7503-66 (tipurile W16-100).

Datorita formei trapezoidale a sectiunii a curelei, in functionare intervine efectul de pana care contribuie la cresterea frecarii si a portantei transmisiei in comparatie cu transmisia cu curele late.

Fig.2.3. Efectul de pana la transmisia cu curele trapezoidale

Tinand seama de schema de calcul a fortelor reprezentate in fig. 2.3. se poate scrie pentru forta periferica elementara dFu expresia:

[1]

Dar : [2]

Rezulta ca: [3]

Daca notam cu: [4]

Atunci avem: [5]

Relatiile 4 si 5 evidentiaza faptul ca forta periferica se mareste odata cu micsorarea unghiului .

Pentru a nu se produce intepenirea curelei in canalul rotii, pentru valori prea mici ale unghiului se recomanda ca .

Se recomanda ca la constructiile noi sa se foloseasca cu prioritate curele trapezoidale inguste, pentru unghiulrecomandindu-se valoarea =40±1 grad.

Curele trapezoidale late se folosesc de obicei la constructia variatoarelor de turatii.In acest caz se recomanda pentru unghiul al varf al trapezului valoarea =.

2.3.Metodologia de calcul a transmisiei prin curele trapezoidale

Calculul transmisiilor prin curele trapezodale se efectueaza pe baza prescriptiei din STAS 1163-71.

Din tema de proiect cunoastem urmatoarele elemente:

- puterea la arborele conducator;

- turatia arborelui conducator (rot/min);

- turatia arborelui condus (rot/min);

- regimul de lcru(tipul masinii de lucru, tipul motorului de actionare, timpul de lucru efectiv in 24h, conditii de mediu);

- gabaritul disponibil pentru transmisie.

Metodologia de calcul a transmisiei cuprinde urmatoarele etape:

1) Puterea de calcul la arborele conducator al transmisiei :

- reprezinta randamentul transmisiei pe comanda

=15kw

Atunci avem:

2) Turatia rotii de curea conducatoare ;

3) Turatia rotii de curea conduse :

unde ic – este raportul de transmitere la curele

Rezulta ca:

4) Regimul de lucru al transmisiei

Avem “motor de curent alternativ cu moment de pornire ridicat antrenand o pompa cu piston, functionind pana la 8h.

5) Raportul de transmitere a curelei :

unde:

– raport de transmitere total

– raportul de transmitere a reductorului

-pentru transmisii de multiplicare:

unde conform STAS 6012-68 din Atlas.Reductoare cu roti dintate tab .2.4.

-pentru transmisii multiplicatoare

Se recomanda ca .

6) Tipul curelei

Alegem tipul curelei in functie de turatia rotii de curea conducatoare (rot/min) si puterea de la arborele conducator (kw) conform monogramei din STAS 1163-71 fig.5 si avem: “curea trapezoidala ingusta SPZ”.

7) Diametrul primitiv al rotii mici

Se alege constructiv, in functie de tipul curelei, respectandu-se prescriptiile din STAS 1162-71. Luam = 80 mm, ales constructiv.

8) Diametrul primitiv al rotii mari :

9) Diametrul primitiv mediu al rotilor de curea :

10) Distanta dintr axe (preliminara) A:

Luam A=1285mm (constructiv).

11) Calculul unghiului dintre ramurile curelei :

=1 grad

12) Calculul unghiului de infasurare la roata mica de curea :

13) Calculul unghiului de infasurare la roata mare de curea :

14) Calculul lungimii primitive a curelei

-pentru

Lungimea primitiva a curelei determinata cu relatia de mai sus se rotunjeste la valoarea standardizata cea mai apropiata conform prevederilor din STAS 1163-71(tab.4) in functie de tipul curelei SPZ si avem ca = 2850 mm.

15)Distanta dintre axe A (calculul de definitizare) :

pentru ;

dar:

16) Calculul vitezei periferice a curelei v:

17) Coeficientul de functionare al transmisiei :

Valorile exacte pentru acest coeficient se pot determina din STAS 1163-71(tab.3) in functie de felul marcarii, de tipul masinii de actionare a transmisiei, de tipul masinii de lucru a transmisiei in 24h si atunci avem:

18) Coeficientul de lungime al curelei :

Valorile acestui coeficient sunt indicate in STAS 1163-71 (tab.4) in functie de lungimea primitive a curelei (mm) si de profilul tipului curelei SPB si atunci avem: =1.01

19) Coeficientul de infasurare

Valorile acestui coeficient sunt indicate in STAS 1163-71 (tab.5) in functie de unghiul de infasurare la roata mica :

-pentru si

Pentru ca nu avem valoarea lui in STAS 1163-71 (tab.5) vom face interpolari:

20) Puterea nominala transmisa de o curea

Pentru curele trapezoidale inguste SPZ, se stabileste in functie de turatia rotii de curea conducatoare , diametrul primitiv al rotii mici si raportul de transmitere din STAS 1163-71 (tab.6). Pentru ca nu avem valorile raportului de transmitere si turatia rotii de curea conducatoare vom face interpolari pentru a afla :

Interpolare dintre turatia si la =2910 rot/min

Pentru i=1,5

Pentru i=3

Interpolare intre raportul de transmitere si:

Si atunci avem la diametrul primitiv al rotii mici = 80 mm si turatia rotii de curea conducatoare =2910 rot/min, puterea nominala transmisa de o curea =13.29KW.

21) Numarul de curele preliminar :

22) Numarul de curele (calculul definitiv) z:

- reprezinta coeficientul numarului de curele.

Valorile coeficientului numarului de curele sunt date in STAS 1163-71 (tab.16) in functie de numarul de curele preliminar si avem =0.90

23) Numarul de roti care fac parte din transmisie x, unde x=2

24) Frecventa incovoierilor curelei f:

25) Forta periferica transmisa F:

26) Forta de intindere a curelei Sa:

27) Cotele de modificare a distantei dintre axele X si Y:

Unde:

-x = cota de modificare a distantei dintre axe A, necesara intinderii curelei;

-y = cota de modificare a distantei dintre axe A, necesara montarii sau inlocuirii curelelor.

28) Calculul reactiunii pe arbori :

Cap.3 Calculul cinematic si de rezistenta a reductorului de viteza

3.1.Calculul angrenajului melc-roata melcata

3.1.1.Angrenaje melcate.Generalitati

Angrenajele melcate sunt angrenaje formate dintr-un surub melc si o roata melcata care se folosesc pentru tranmsiterea miscarii intre doi arbori incrucisati si spatiu.De regula proiectiile axelor celor doi arbori sunt perpendiculare.

Surubul melc este un surub cu filet trapezoidal, numit surub fara sfarsit.

Roata melcata este o roata cu dinti inclinati sub acelasi unghi cu spira filetului.Miscarea se transmite de la surubul melc la roata melcata sub un raport de transmitere i1.

In cazuri speciale este posibila si transmiterea miscarii de la roata melcata la surubul melc.In aceste cazuri surubul melc trebuie sa aiba mai multe inceputuri, pasul foarte mare, iar aportul de transmitere i trebuie sa fie foarte mare (i>>1) si anume mult mai mare ca la o treapta cu roti dintate cilindrice.

Dupa forma melcului si geometria sa se disting mai multe tipuri de angrenaje melcate, cele mai folosite fiind:angrenaje melcate cilindrice si angrenaje melcate globoidale.

In conformitate cu STAS 6845-75 angrenajele melcate cilindrice pot fi cu:

- melc arhimedic (ZA);

- melc tip ZN1 cu profil rectiliniu in sectiune normala pe dinte;

- melc tip ZN2 cu profil rectiliniu in sectiune normala pe gol;

- melc evolventic (ZE);

- melc tip ZK1-generat cu o scula dublu conica;

- melc tip ZK2-generat cu o freza dublu conica cu modulul cuprins intre 1 si 25mm.

Melcii arhimedici au in sectiunea frontala profilul dupa o spirala arhimedica.Melcii evolventici au profilul in sectiune frontala dupa o evolventa.

Domeniul de utilizare al angrenajelor melc-roata melcata este foarte larg datorita capacitatii lor de a realize rapoarte de transmitere foarte amri(i>15).De regula i=1100 dar se pot construi si angrenaje melcate cu i=5001000.

Construirea unui angrenaj melcat cu raportul de transmitere i<10 nu este rationala, elementele geometrice ale angrenajului fiind favorabile autoblocarii sau functionarii cu un randament necorespunzator.

Angrenajele cu surub melc si roata melcata sunt angrenaje compacte, caracterizandu-se prin dimensiuni restranse de gabarit.

Dintre dezavantajele acestor angrenaje mentionam:randamentul scazut al transmisiei (),limitarea puterii transmise la P<2000kw, si a vitezei periferice a surubului melc la v<20m/s, precum si existenta unor dificultati tehnologice de executie ale elementelor comparente ale angrenajului.

Angrenajul melcat se poate executa cu deplasari de profil.Valorile deplasarilor de profil se aplica la roata, scula-melc trebuind sa fie identical cu melcul.

3.1.2.Elemenetele geometrice ale angrenajului melcat

Angrenajele cu melc cilindric se caracterizeaza prin aceea ca la exterior dintii rotii melcate nu au forma cilindrica , ci forma unui arc de cerc care se infasoara partial pe melc.

Angrenajele cu melc globoidal se caracterizeaza prin aceea ca surubul melc este astfel construit incat se infasoara partial pe roata.In fig 3.1. a) este reprezentat schematic un angrenaj melcat cu melc cilindric iar in fig. 3.1. b) este reprezentat schematic un angrenaj melcat cu melc globoidal.

Fig. 3.1.Angrenaje melcate( a-angrenaj melcat cu melc cilindric; b –angrenaj melcat cu melc globoidal; 1-surub melc; 2-roata melcata)

In figura 3.2. sunt reprezentate schematic elementele geometrice ale unui angrenaj melcat cilindric necorijat(normal sau zero).

Pentru acest angrenaj melcul de referinta este de tipul A, conform STAS 6845 -63, unghiul axial al profilului este de =20 grade iar parametrii sculei sunt: .

Fig. 3.2. Elementele geometrice ale angrenajului cu melc cilindric

3.1.3.Calculul geometric al angrenajelor melcate

1.Modulul axial ma

Valorile modulului axial ma sunt indicate in STAS 822-61.Se recomanda urmatorul sir de valori :1;1.25;2;2.25;3;4;5;6;8;12;16;20;25.Se recomanda deasemenea =10.

Vom alege =12

2.Coeficientul diametral q

Acest coeficient este diferit de raportul ;

Valorile acestui coeficient sunt indicate in functie de modulul conform prevederilor din STAS 6345-75 (tab.1).Avm q=10 si atunci rezulta :

3.Numarul de inceputuri ale melcului () si numarul de dinti ai rotii melcate.

Numarul de inceputuri ale melcului este indicat in functie de raportul de transmitere al angrenajului in STAS 6345-75 (tab.2).

Pentru = 62 avem =1 si

Se recomanda ca pentru transmisii de putere, sa fie cuprins intre 27 si 120.

4 .Coeficientul de lungime al melcului

5. Coeficientul de latime al rotii melcate :

6. Distanta dintre axe A:

Valorile standardizate ale distantei dintre axe A sunt indicate in STAS 6055-58 si atunci vom alege A=432 mm.

7. Diametrul de referinta al surubului melc :

8. Diametrul de divizare conventional al rotii melcate :

9. Diametrul de varf al surubului melc :

se mai numeste si diametrul exterior al melcului iar este coeficientul de inaltime al capului dintelui, conform STAS 821-75, se ia =1

10. Diametrul median al rotii melcate :

11. Diametrul exterior maxim al rotii melcate :

12. Inaltimea dintelui h:

unde – coeficientul jocului radial si se ia =0,25 conform STAS 821-75;

a – capul dintelui, reprezinta distanta dintre cercul de rostogolire si cercul interior

b – piciorul dintelui, reprezinta distanta dintre cercul de rostogolire si cercul interior.

13. Pasul elicei melcului

14. Inaltimea capului dintelui surubului melc

= inaltimea capului dintelui

15. Lungimea melcului L1:

16.Latimea utila a melcului b

17. Unghiul elicei de referinta :

18.Unghiul elicei de inclinare a dintilor :

Unghiurile si sunt complementare.

19. Latimea rotii melcate B:

20. Gradul de acoperire :

Se ia unghiul de angrenare ==conform STAS 6845-63.

unde:

= raza cercului exterior al rotii melcate;

= raza cercului de divizare a rotii melcate.

Raza de acoperire >1 indica intrarea in angrenare a perechii de dinti urmatoare, inaintea iesirii din angrenare a perechii de dinti precedenta.In acest fel se realizeaza o angrenare continua, o miscare uniforma si un raport de transmitere constant.

Rotile dintate de precizie trebuie sa realizeze un grad de acoperire >>1,1.Daca valoarea gradului de acoperire este subunitara (<1), atunci miscarea se transmite neuniform.

3.1.4. Calculul fortelor care actioneaza in angrenajul melcat

In fig. 3.3. sunt reprezentate fortele care angreneaza in angrenajul melcat.In sectiunea normala pe flancul dintelui surubului melc, in punctual in care normala comuna la cele doua axe ale angrenajului intersecteaza cilindrul sau de divizare, actioneaza forta normala .Datorita alunecarii dintre flancurile rotii melcate si flancurile surubului melc de-a lungul dintilor, actioneaza forta de frecare pe .

Tinand seama de :

Si atunci avem:

Inlocuind si in obtinem:

unghiul normal de divizare al flancului;

unghiul elicei de inclinare a dintilor, pentru otel.

Forta axiala care solicita melcul este egala cu forta tangentiala la roata melcata, adica:

Fig. 3.3. Schema fortelor care actioneaza in nagrenajul melc-roata-melcata

Tinand seama de schema fortelor reprezentata in fig. 3.3 putem scrie:

Si atunci rezulta caeste:

Forta radiala care solicita surubul melceste egala cu forta radiala care solicita roata melcata .

=

Din schema fortelor deducem ca :

In concluzie fortele care solicita angrenajul melcat sunt:

Forta tangentiala Ft:

Forta radiala Fr:

Forta axiala Fa:

Practic fortele tangentiale Ft1 si Ft2 se calculeaza cu relatiile:

Forta tangentiala Ft:

Forta radiala Fr:

Forta axiala Fa:

Intre conferentele sise poate stabili o relatie de legatura daca se face raportul fortelor tangentiale si si se tine seama ca :

In final obtinem:

Precizam ca datorita fortelor axiale mari care apar la functionarea acestor angrenaje se produc frecari pronuntate care datorita cantitatii de caldura degajata micsoreaza capacitatea de ungere a lubrifiantului determinand grilajul.Din acest motiv se cere adaptarea unor masuri speciale de asigurare a racirii acestor angrenaje.Dintre aceste masuri mentionam: racirea cu ventilator, racirea cu serpentine cu apa si racirea prin racircularea uleiului.

Avem:

-Forta tangentiala Ft:

-Forta radiala Fr:

-Forta axiala Fa:

3.1.5.Calculul sarcinilor pe lagarele transmisiilor cu curele

Tensiunile din ramura active S1 si pasiva S2 (fig.3.4) la transmisii cu curele (late si trapezoidale) se determina cu relatiile:

Fig. 3.5. Fortele ce actioneaza pe lagarele arborilor transmisiei prin curele

In aceste relatii s-a notat cu:

-forta periferica de transmisie;

- unghiul de infasurare pe roata mica;

- coeficientul de frecare intre curea si roata;

La curele trapezoidale unde:

- coeficientul de frecare intre curea si roata;

- unghiul canalului.

Valorile pentru se dau in tab. 5.1 din ATLAS.Reductoare cu roti dintate.

Fig. 3.6. Actionarea fortelor asupra dintelui

Conform tab. 5.1 din ATLAS.Reductoare cu roti dintate luam =2.53 in functie d raportul .

Aplicand teorema lui Pitagora generalizata obtinem:

In aceasta relatie , iar este semiunghiul dintre ramurile curelei care se calculeaza cu relatia:

A-este distanta dintre axele rotilor

Si atunci avem:

Obisnuit in calcule se ia:

Calculul unghiului :

Aplicam teorema lui Pitagora:

3.2.Stabilirea distantelor de rezemare ale arborilor si calculul greutatilor melcului si rotii melcate

a) pentru arborele melcului:

b) pentru arborele rotii melcate:

3.3. Calculul primului arbore (al melcului)

Avem:

3.4. Calculul celui de-al doilea arbore (al rotii melcate)

Marim diametrul cu 4% si avem

3.5. Alegerea rulmentilor

3.5.1.Generalitati

Alegerea tipului rulmentilor depind de faptul ca directia si marimea fortei care acitoneaza asupra lagarului; turatia; temperature de lucru; conditiile de zgomot impuse;abaterile de la coaxialitate a lagarelor si rigiditatea constructiei; precizia de rotatie necesara.

Temperatura de lucru al rulmentilor este de circa .Pentru temperaturi de peste se utilizeza rulmenti speciali avand elementele componente executate din marci speciale din otel.

Intre capacitatea dinamica sau cifra de incarcare al rulmentului C (data de cataloage), sarcina dinamica echivalenta P( calculate in functie de sarcinile pe lagar), durabilitatea nominala al rulmentului (durata de utilizare in milioane de ciclii) exista relatia:

Unde:

p=3 la rulmenti cu bile;

p=3.33 la rulmenti cu role.

Sarcina dinamica echivalenta P se calculeaza cu relatia:

unde:

V = este un coeficient ce tine seama de inelul care se roteste (v=1 cand se roteste inelul interior);

x si y- coeficienti ce depind de raportul Fa/Fr si de tipul rulmentilor dati in tabelul 5.2 -5.6. din Atlas.Reductoare cu roti dintate.In aceste tabele e este valoarea limita a raportului Fa/Fr.

Fiind cunoscute sarcina dinamica echivalenta P si raportul C/P, se poate calcula capacitatea dinamica necesara a rulmentului. Din tab. 5.105.20 se alege rulmentul potrivit care are capacitatea dinamica de catalog superioara capacitatii dinamicii calculate.Clasa de utilizare a fiecarui tipo-dimensiuni de rulment este indicate printr-un semn care figureaza in dreapta simbolului:

Pentru rulmenti din clasa I, recomandati a fi folositi cu precadere;

Pentru rulmenti din clasa a II-a, care pot fi utilizati atunci cand din motive justificate ethnic nu se pot folosi rulmenti din clasa I;

Pentru rulmenti din clasa a III-a, care sunt nerecomandati si pot fi utilizati numai atunci cand nu se pot utilize rulmenti din clasa I si a II-a.

Rulmentii care nu sunt incadrati in aceste clase de utilizare (nu au nici un semn suplimentar langa symbol) pot fi utilizati in cazuri cu totul exceptionale.

3.5.2.Calculul rulmentilor pentru arborele melcului

- durabilitatea n ore

=10000 h

= durabilitatea n milioane de cicluri

milioane de cicluri

Reazemul 1

d1=50.10 mm

Se stabileste d=25 mm si conform tab. 5.16 din Atlas.Reductoare cu roti dintate, se allege un rulment radial-axial cu role conice pe un rand, simbolizat 32305 cu capacitatea dinamica c=5200 daN.

Din tab. 5.4 din Atlas.Reductoare cu roti dintate, se aleg valorile pentru X si Y in functie de Fa/Fr>e si simbolul rulmentului.

x= 0.4

y= 20

V=1

Dimensiunile acestui rulment sunt:

D=62 mm

T=25.25 mm

C=5200 daN

Reazemul 2

d1=30.10 mm

Se stabileste d=25 mm si conform tab. 5.16 din Atlas.Reductoare cu roti dintate, se allege un rulment radial-axial cu role conice pe un rand, simbolizat 32305 cu capacitatea dinamica c=5200 daN.

Din tab. 5.4 din Atlas.Reductoare cu roti dintate, se aleg valorile pentru X si Y in functie de Fa/Fr>e si simbolul rulmentului.

x= 0.4

y= 20

V=1

Dimensiunile acestui rulment sunt:

D=62 mm

T=25.25 mm

C=5200 daN

3.5.3. Elementele constructive pentru montajul rulmentilor radiali-axiali cu role conice pe un rand.

Pentru rulmentul 32305 patrat, conform STAS 3920-87, tab.7 avem:

Sarcina radiara de baza:

Conform tab. 5.2.2 din Atlas.Reductoare cu roti dintate avem:

- diametrul rolei dr:

- lungimea rolei lr:

- numarul de role z :

Fig. 3.7. Rulmnt radial-axial cu role conice pe un rind

3.5.4.Calculul rulmentilor pentru arborele rotii melcate

- durabilitatea n ore

=10000 h

= durabilitatea n milioane de cicluri

milioane de cicluri

Reazemul 1

Se stabileste d=35 mm si conform tab. 5.19 din Atlas.Reductoare cu roti dintate, se alege un rulment radial-axial cu bile pe un rand cu simplu efect, simbolizat 51107 patrat cu capacitatea dinamica c=1560 daN.

Din tab. 5.3 din Atlas.Reductoare cu roti dintate, se aleg valorile pentru X si Y in functie de Fa/Fr<e si simbolul rulmentului.

x= 1

y= 0

V=1

Dimensiunile acestui rulment sunt:

D=62 mm

H=12mm

Dnh=35.2mm

C=1560 daN

Reazemul 2

Se stabileste d=35 mm si conform tab. 5.19 din Atlas.Reductoare cu roti dintate, se alege un rulment radial-axial cu bile pe un rand cu simplu efect, simbolizat 51107 patrat cu capacitatea dinamica c=1560 daN.

Din tab. 5.3 din Atlas.Reductoare cu roti dintate, se aleg valorile pentru X si Y in functie de Fa/Fr<e si simbolul rulmentului.

x= 0.4

y= 20

V=1

Dimensiunile acestui rulment sunt:

D=62 mm

H=12mm

Dnh=35.2mm

C=1560 daN

3.5.5.Elementele constructive pentru montajul rulmentilor radiali-axiali cu bile pe un rand cu simplu efect.

Pentru rulmentul 51107 patrat, conform STAS 7416/1-86, tab.4 avem:

Sarcina radiara de baza:

Pentru d2<160 mm, cota a se calculeaza pentru unghiul de contact .

Conform tab. 5.2.1 din Atlas.Reductoare cu roti dintate avem:

-diametrul mediu :

-lungimea bilei : mm

-numarul de role z :

Fig. 3.8. Rulment radial axial cu bile pe un rand

3.6. Alegerea si verificarea penelor

3.6.1. Generalitati

Penele sunt organe de asamblare demontabile care realizeza imbinarea sau reglarea pozitiei relative a doua piese prin efectul de inclinare a fetelor care preiau sarcina (incarcarea).

Din punct de vedere al pozitiei lor in raport cu axa pieselor imbinate penele se clasifica in:

-pene longitudinale (cele mai frecvent utilizate);

-pene transversale.

Asamblarile prin pene prezinta avantajul realizarii unor asamblari simple laun prêt de cost redus caracterizat prin posibilitati de montare si de demontare rapida.Ca avantaj al acestor imbinari mentionam faptul ca produc slabirea organelor de imbinare, deoarece introduce concentratori mari de tensiune.

Deoarece penele sunt supuse la solicitari mari de incovoiere si presiune de contact ele se executa din OLC45 STAS 880-66 si oteluri de uz general pentru constructii OL50,OL 60 SI OL 70 STAS 500/2-68.

3.6.2. Alegerea penei pentru arborele melcului

Se ia d = 18 mm si conform tab. 4.3.6 din Atlas.Reductoare cu roti dintate , avem d= peste 17 pana la 22 urmatoarele valori pentru:

- dimensiunile nominale ale penelor

b=6 mm

h=6 mm

- dimensiunile de calcul:

b=6 mm, unde b este latimea penei;

=3.5 mm, unde este adancimea arborelui

= 2.8 mm, unde este adancimea butucului;

= 0.25 mm, unde este raza de racordare maxima

=0.16 mm, unde este raza de racordare minima.

(sarcini pulsatorii)

= efort unitar efectiv admisibil la strivire.

Lungimea de calcul a penei se determina din conditia de rezistenta la strivire:

Din conditia < obtinem pentru lungimea de calcul a penei urmatoarea relatie :

Pana B 6x6x25 STAS 1005-71

3.6.3. Alegerea penei pentru arborele rotii melcate

Se ia d=46mm si conform tab. 4.36 din Atlas.Reductoare cu roti dintate, pentru =peste 44 pana la 50 avem urmatoarele valori:

- dimensiunile nominale ale penelor:

b=14 mm

h=9 mm

- dimensiunile de calcul

b = 14 mm, unde b este latimea penei arborelui

=5.5 mm, unde este adancimea arborelui

= 3.8 mm, unde este adancimea butucului;

= 0.40 mm, unde este raza de racordare maxima

=0.25 mm, unde este raza de racordare minima.

(sarcini constante fara socuri)

Lungimea de calcul a penei se determina din conditia de solicitare la strivire:

Din conditia < obtinem pentru lungimea de calcul a penei urmatoarea relatie :

Pana B 14x9x79 STAS 1005-71

Fig. 3.9. Asamblari prin pene paralele

3.7.Dimensiunile principale ale sectiunii canalelor rotii de curea

Conform tab. 1 din STAS 1162-84 Roti de curea, alegem in functie de tipul curelei SPZ parametrii principali:

latimea de referinta :

inaltimea canalului deasupra liniei de referinta b: b= 3,5 mm

adancimea canalului sub linia de referinta h: h = 14 mm

distanta dintre axa sectiunii canalului extern si suprafata frontala vecina a rotii f : f =

distanta dintre axele sectiunilor a 2 canale consecutive e: e =

unghiul canalului :

diametrul exterior al rotii :

- diametrul de referinta.

latimea jantei (coroanei) rotii l :

Fig. 3.9. Dimensiunile rotii de curea

3.8. Dimensiunile curelelor trapezoidale inguste

Conform STAS 7192/2-83 Curele trapezoidale inguste.Dimensiuni. avem :

a)           b)

Fig. 3.10. Curele trapezoidale : a) tipul S; b) tipul R;

Curea SPZ (17X10)

- latimea nominala a bazei mari a: a =17 mm

- latimea primitiva : = 14 mm

- inaltimea curelei trapezoidale h: h =

- distanta intre baza mare si latimea primitive b: b =3.5 mm

-unghiul curelei :

- latimea primitiva, egala cu latimea in dreptul fibrelor primitive, care nu se comprima sin u se intind in timpul functionarii curelei; latimea primitive este o dimensiune functionala de baza a curelei, determinand pozitia ei in canalul rotii de curea ci deci raportul de transmitere realizat.

- unghiul curelei trapezoidale , format cu cele doua laturi neparalele ale sectiunii ei.

b – distanta de la latura superioara a curelei la fibrele primitive.

= 3750+38

SPZ (17X13)3712

3.9. Verificarea reductorului la incalzire

Din ecuatia de bilant termic al reductorului se determina temperature la care se stabilizeaza uleiul in functionare, notata , si aceasta nu trebuie sa depaseasca o temperatura admisibila .

Ecuatia de bilant termic inseamna egalitatea dintre caldura produsa datorita pierderilor din redactor si caldura evacuate prin carcasa aerului inconjurator :

Unde:

k – este coeficientul global de transmitere a caldurii in

k= in cazul unei circulatii slabe a aerului inconjurator

k = la o circulatie intensa .

s – suprafata carcasei racita de aer in (daca exista nervure se aduna si jumatate din suprafata nervurilor daca reductorul este montat pe o fundatie metalica sau suspendat, deci si baza participa la evacuarea caldurii, se aduna si suprafata bazei).

- temperature de functionare a uleiului

- temperature aerului inconjurator;

P1- puterea la arborele melcului in KW:

, unde A este distanta dintre axe

3.10. Elementele geometrice pentru carcasa reductorului

Elementele geometrice:

Carcasa inferioara

carcasa superioara

roti dintate, arbori, lagare;

capacele rulmentilor;

elemente de etansare;

inele deflectoare de ulei;

garniture pentru reglarea pozitiei rotilor si jocului axial intre rulmenti;

bucse de distantare;

suruburi de strangere a capacelor;

Stifturi conice de centrare;

capac de vizitare

aerisitor;

indicator de nivel;

dop de golire;

dispozitive si suruburi de ridicare;

razuitorul de ulei.

CAP. 4. Alegerea si verificarea cuplajului

Cuplajele sunt organe de masini care realizeaza legatura permanenta sau intermitenta intre doi arbori cu scopul transmiterii miscarii de rotatie si a momentului de torsiune fara modificarea valorilor nominale si semnului acestora.

Cuplaje cu flanse

Cuplajele cu flanse au cea mai larga intrebuintare.Formele si dimensiunile sunt stabilite prin STAS 769-73.Aceste cuplaje se executa in doua variante constructive:

ü       varianta CFO – pentru cuplarea directa a arborilor orizontali;

ü       varianta CFV – pentru cuplarea directa a arborilor verticali.

Momentul de torsiune prin frecarea dintre flanse in cazul montarii cu joc a suruburilor de fixare sau prin suruburile de fixare solicitate la forfecare, in cazul montarii fara joc a acestora.

In cazul montarii cu joc a suruburilor de fixare, metodologia de calcul a acestor cuplaje cuprinde urmatoarele etape :

ü       calculul momentului de torsiune :

- coeficient de siguranta al cuplajului;

ü       calculul momentului de torsiune capabil

ü       calculul fortei care revine unui surub :

-numarul de suruburi; - coef. de frecare;

ü       calculul diametrului al surubului:

Constructiv se recomanda:

Pentru coeficientul de frecare se recomada valorile , pentru rezistenta admisibila la tractiune se recomanda valorile , iar pentru rezistenta admisibila la forfecare se recomanda valorile .

Montarea fara joc a suruburilor de fixare permite obtinerea de dimensiuni de gabarit mai mici , acest tip de cuplaj fiind folosit pe o scara mai larga.

otel cu rezistenta la rupere;

Fig. 3.11.Cuplaj cu flanse pentru cuplarea arborilor orizontali

Bibliografie

GAFITANU, M. , s.a. Organe de masini, vol. I si II . Bucuresti, Editura Tehnica, 1982,1983

Jeflea M. –Organe de masini, Institutul de invatamant Constanta , 1980

Crudu I. – Atlas.Reductoare cu roti dintate, Editura Didactica si Pedagogica Bucuresti,1982

Vasilescu E. s.a. – Desen Tehnic Industrial, Editura Tehnica Bucuresti, 1995

Miclosi V. s.a. – Indrumar pentru alegerea otelurilor, Editura Tehnica Bucuresti, 1996

Institutul Roman de Standardizare – Organe de masini(vol. 12) Angrenaje.Reductoare, Editura Tehnica Bucuresti, 1984

Antal, A. , Elemente privind proiectarea angrenajelor. Cluj-Napoca , Editura ICPIAF, 1998

Antal, A. , Indrumar de proiectare pentru reductoare. Universitatea Cluj-Napoca , 1994

Buzdugan, Gh. , s.a. Rezistenta materialelor. Bucuresti, Editura tehnica, 1980

Chisiu, A. , s.a. Organe de masini. Bucuresti, Editura Didactica si Pedagogica, 1981

Draghici, I. , s.a. Organe de masini. Culegere de probleme. Bucuresti, Editura Didactica si Pedagogica,1980