Sa seze un sistem pentru actionarea unei masini de ridicat format din motor electric, transmisie indirecta (transmisie prin curea sau transmisie prin lant ), reductor de turatie cu doua trepte, cuplaj, masina de lucru

TEMA DE PROIECTARE

Sa se proiecteze un sistem pentru actionarea unei masini de ridicat format din motor electric, transmisie indirecta (transmisie prin curea sau transmisie prin lant ), reductor de turatie cu doua trepte, cuplaj, masina de lucru .

Caracteristici tehnice :

Puterea la arborele masinii de lucru : P [kW] = 0,67

Turatia la acelasi arbore : n [rot/min] = 150

Regimul de lucru al sistemului : stationar

Caracteristica mecanica a masinii de lucru: constanta

Durata de functionare a sistemului : Lh [ore functionare] = 16000

Raportul de transmitere al reductorului : i_RT2 = 9

Raportul de transmitere al transmisiei indirecte (curea sau lant) : i_TI = 2

Randamentul masinii de lucru : (va fi stabilit de proiectant).

Caracteristici de montaj :

Transmisia indirecta si cuplajul vor fi in asa fel montate incat gabaritul sistemului de actionare sa fie minim iar siguranta in functionare maxima.

1. STUDIU ASUPRA SOLUTIILOR CONSTRUCTIVE

1.1.Studiu asupra transmisiilor indirecte

1.1.1.Transmisii prin curele

Transmisiile prin curele realizeaza transmiterea puterii de la roata motoare la una sau mai multe roti conduse, prin intermediul unui element flexibil fara sfarsit. Transmiterea miscarii se poate realiza cu alunecare (cazul transmisiilor prin frictiune cu curele late sau trapezoidale) si fara alunecare (cazul transmisiilor sincrone, cu curele dintate).

Fig.1.1.

Aceasta transmisie are cel putin doua roti de curea pe care se infasoara cureaua , montata cu pretensionare .

Avantajele transmisiei prin curele :

este economica ( nu necesita o precizie ridicata de executie si se intretine usor ) ;

asigura un nivel redus al vibratiilor ;

fiabilitate marita in exploatare ;

montaj simplu ;

randament ridicat ;

Dezavantaje :

gabarit relativ mare ;

in cazul transmisiilor cu frictiune prin curele late si trapezoidale nu asigura un raport de transmitere constant datorita alunecarilor ;

coeficientul de frecare variaza cu uzura ;

daformatia plastica a curelei ;

sensibilitate la caldura si umiditate .

La transmisiile prin curele trapezoidale fetele de lucru sunt flancurile laterale , asigurand prin pozitie o capacitate portanta superioara si o incarcare pe arbori mai mica . Aceste avantaje apar pe seama cresterii aparente a coeficientului de frecare .

Se disting o multitudine de tipuri in functie de forma geometrica a sectiunii si performantele functionale (putere transmisa , viteza periferica limita, flexibilitate, etc.) :

- curele trapezoidale clasice: Y; Z; A; B; C si D, la care lp /h=1,3.1,4.

- curele trapezoidale inguste: SPZ; SPA; SPB si SPC, la care lp /h=1.1,1. Aceste tipuri de curele ofera avantajul unei suprafete marite de contact cu locasul rotii, deci o rezistenta mai mare la rupere, comparativ cu curelele clasice.

- curele trapezoidale speciale la care forma concava a flancurilor in stare libera ofera avantajul unei asezari corecte in functionare (stare deformata) si, implicit, o durabilitate superioara.

- curele dublu trapezoidale, care asigura transmiterea miscarii in cazul transmisiilor cu mai multe roti conduse, dispuse pe ambele parti ale curelei.

Asigurarea tensionarii curelei se realizeaza in cele mai multe cazuri prin sistemul de tensionare permanent sau prin sistemul de tensionare automata . Sistemul de tensionare cu role se recomanda in cazul transmisiilor cu curele trapezoidale , cu exceptia cu curele dublu trapezoidale .

Roti pentru transmisii cu curele trapezoidale

Rotile pot fi de constructie turnata , pentru diametre de maxim 300 mm sau de constructie sudata , pentru diametre mai mari de 300 mm .

Pentru viteze periferice de v=25 m/s rotile se vor echilibra static , pentru viteze v>25 m/s , B/D>0,25 fiind necesara echilibrarea dinamica ; dezechilibrul maxim admis nu va depasi 0,03 N*mm/kg masa roata .

Foarte apreciate datorita avantajelor functionale si cinematice sunt rotile cu geometrie variabila , simple si duble .

1.1.2. Transmisii prin lanturi

Transmisiile prin lanturi sunt larg utilizate in constructia de masini prezentand, comparativ cu alte tipuri de transmisii, o serie de avantaje:

arborii si lagarele transmisiei cu lant suporta numai reactiunile datorate cuplului transmis, lanturile nemaipunand o forta de intindere la montaj;

raport constant de transmitere (nu exista alunecari);

realizarea unor distante dintre axe relativ mari, fara a necesita investitii suplimentare (roti dintate intermediare cu arborii si lagarele respective) ca in cazul transmisiilor prin roti dintate.

Principalele dezavantaje ale transmisiilor prin lanturi deriva din efectul poligonal datorat infasurarii poligonale a zalelor pe periferia rotilor de lant. Ca urmare a acestui efect si a socului ciocnirii dinte - rola, transmisia prin lant este mai putin silentioasa , permitand o viteza periferica relativ mai mica . In plus, viteza de miscare a lanturilor - in special in cazul unui numarul mic de dinti ai rotilor - nu este riguros constanta, ceea ce produce o neuniformitate a turatiei rotii conduse, chiar in cazul unei turatii constante a rotii conducatoare.

Tipuri de lanturi :

Lanturile de transmisie articulate sunt constituite din zale de formare, deoarece lanturile functioneaza ca lanturi inchise (fara sfarsit).

Lanturile cu bolturi sunt cele mai simple din punct de vedere constructiv, avand zalele formate numai din zale si eclise. Lanturle cu bolturi se utilizeaza, de regula, la viteze mai mici sau egale de 3m/s, ca urmare a faptului ca - avand o suprafata de contact mica in articulatia bolt - eclisa prezinta o rezistenta redusa la uzare.

Lanturile cu bucse (simple sau multiple) au suprafata de contact a articulatiei mai mare, articulatia formandu-se intre bolt si bucsa. Din cauza ca - in timpul functionarii - deplasarea bucsei pe flancul dintilor rotii de lant se produce prin alunecare, acest tip de lant se utilizeaza la viteze relativ mici (3 - 5 m/s).

Lanturile cu bucse si role sunt larg utilizate in constructia de masini pentru transmisiile de putere. Acest tip de lant, comparativ cu cel precedent, are montate, pe bucse, role, care intra in golurile dintre dintii rotii de lant ; acestea inlocuiesc frecarea de alunecare - dintre lant si flancul dintelui - cu frecare de rostogolire, preluand si socul ciocnirii in procesul de angrenare a lantului pe roata .

In figurile de jos sunt prezentate doua tipuri de lanturi:

a)      lant cu bucse simple;

b)      lant cu bucse multiple .

	a)                                          b) fig.1.2

1.2.Studiu asupra reductoarelor cu doua trepte de turatie, cu roti dintate cilindrice si conice

Transmisiile mecanice dintre motor si masina 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 lucru; protejeaza organele masinii motoare contra suprasarcinilor.

Transmisiile mecanice pot fi prin angrenare sau 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).

Reductoarele pot fi cu una, doua sau mai multe trepte de reducere. In functie de pozitiile relative ale arborelui motor si condus reductoarele se construiesc cu roti dintate cilindrice (cand cele doua axe sunt paralele sau coaxiale), 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, dupa tipul angrenajului, pot fi: cilindrice, conice, elicoidale, pseudoconice, melcate sau combinate.

Reductoarele cu roti dintate prezinta urmatoarele avantaje:

raport de transmitere constant;

posibilitati de realizare a unor transmisii cu incarcari de la cativa newtoni la incarcari foarte mari;

gabarit redus;

randament ridicat;

intretinere simpla si ieftina.

Ca dezavantaje se mentioneaza:

cost relativ ridicat;

executie si montaj de precizie;

producerea de zgomot, socuri si vibratii.

Reductoare cu roti dintate cilindrice

Transmisiile mecanice cu raport de transmitere constant montate in carcase inchise se numesc reductoare cand reduc turatia . Ele sunt realizate in carcase inchise si etanse .

Reductoarele pot fi cu una , doua sau mai multe trepte de reducere .

In functie de pozitiile relative ale arborilor motor si condus reductoarele se construiesc cu roti dintate cilindrice , cu roti conice , si roti pseudoconice sau in combinatii de roti conice sau angrenaje melcate cu roti cilindrice .

Reductoarele , dupa tipul angrenajului pot fi : cilindrice , conice , elicoidale , pseudoconice , melcate sau combinate .

Dupa pozitia axelor rotilor dintate distingem reductoare cu axe fixe si reductoare cu axe mobile .

Reductoarele cu roti dintate 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 100000 kW, la viteze periferice ale rotilor de pana la 200 m/s.

Reductoarele cilindrice sunt standardizate si tipizate. Sunt standardizate distanta dintre axe, raportul de transmitere si dimensiunile principale, ceea ce permite fabricarea in serie a carcaselor si utilizarea la reductoare de diverse puteri si rapoarte de transmitere.

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 etc.

Rotile dintate cilindrice cu dinti inclinati si in V se recomanda la angrenaje silentioase si la viteze periferice mari. Rotile dintate cu dinti in V se folosesc, de preferinta, la reductoarele de 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 reductorului depinde de raportul de transmitere "i". La reductoarele cu o treapta , i = 1,2.6,3 (max.8); la reductoarele cu doua trepte

i = 7,1.56 (max.60); la reductoarele cu trei trepte i = 40.180 (max.200).

Tipuri de reductoare cu doua trepte de turatie cu roti cilindrice :

fig.1.3.

a)Reductoare cu roti dintate cilindrice cu dinti inclinati in doua trepte normal (fig.1.3.) .

b)Reductor cu roti dintate cilindrice cu dinti in V cu 2 trepte (fig.1.4.) .

	fig.1.4.

fig1.5.a.

c)Reductor cu roti dintate cilindrice cu dinti in V, in doua trepte cu prima treapta divizata (fig.1.5).

fig.1.5.b.

c¹)Reductor cu roti dintate cilindrice cu dinti in V , in doua trepte cu a doua divizata (fig.1.5.b.) .

fig.1.6.

d)Reductoare cu roti dintate cilindrice cu dinti inclinati in doua trepte coaxial (fig.1.6.) .

Reductoare conico-cilindrice :

a)Reductor in doua trepte cu prima treapta conica si a doua cilindrica (cu arbore de intrare orizontal si cel de iesire vertical ) (fig.1.8.) .

	fig.1.7.

b)Reductor in doua trepte cu prima treapta conica si a doua cilindrica (fig.1.9) .

	fig.1.8.

1.3.Studiu asupra cuplajelor permanente mobile

Cuplajele sunt organe de masini care asigura legatura si transferul de energie mecanica intre doua elemente constructive, de obicei coaxiale, ale unui lant cinematic fara a avea posibilitatea modificarii legii de miscare.

In functie de natura legaturii realizate intre elemente, cuplajele pot fi permanente sau intermitente, la ultimele legatura putand fi stabila sau intrerupta, in timpul functionarii.

In functie de posibilitatea compensarii abaterilor de montaj intre elementele legate cuplajele permanente pot fi fixe sau mobile. La randul lor cuplajele permanente mobile se impart in rigide si elastice, functie de capacitatea de amortizare a socurilor si vibratiilor torsionale.

Pe langa functia importanta de transmitere a miscarii si a momentelor de torsiune cuplajele mai pot indeplini urmatoarele functii :

comanda a miscarii ;

compensare a erorilor de executie si montaj ;

amortizare a socurilor si vibratiilor ;

limitarea a unor parametrii functionali .

Ca rezultat al acestei diversitati de conditii functionale exista astazi o mare varietate de forme constructive de cuplaje.

Cuplajele pot fi : mecanice, hidraulice si electromagnetice.

Cuplajele hidraulice realizeaza transmiterea energiei prin intermediul unui fluid, putand fi hidrodinamice sau hidrostatice, dupa cum utilizeaza energia cinetica sau presiunea fluidului.

Cuplajele electromagnetice transmit momentul de torsiune utilizand fortele de interactiune electromagnetice.

Cuplajele permanente fixe realizeaza asamblarea permanenta, rigida a doi arbori ce trebuie sa fie perfect coaxiali; se admit abateri de 0,002 - 0,05 mm pentru evitarea suprasolicitarii arborilor si lagarelor.

Dupa pozitia relativa a arborilor cuplajele se clasifica in:

cuplaje axiale

cuplaje transversale sau radiale

cuplaje unghiulare

cuplaje combinate

Cuplajele axiale asigura transmiterea momentului de torsiune intre arbori cu lungime variabila, in special pentru compensarea deformatiilor termice.

Cuplajele transversale transmit miscarea de rotatie intre doi arbori montati cu o excentricitate variabila. Varianta cea mai raspandita este cuplajul Oldham.

Cuplajele permanente mobile cu elemente intermediare elastice sunt denumite astfel deoarece au in componenta lor un element elastic care determina proprietatile si calculul de proiectare al cuplajului.

Rolul principal al cuplajelor elastice consta in limitarea vibratiilor de rezonanta si atenuarea socurilor de torsionare prin acumularea elastica temporara a lucrului mecanic si redarea acestuia sistemului prin revenirea treptata a elementului elastic la forma si pozitia initiala.

1.4.Sisteme de actionare

	fig.1.9.

2.ALEGEREA SOLUTIEI PENTRU PROIECTARE

2.1. Schema mecanica . Alegerea sursei de actionare si a celorlalte elemente

Pentru actionare se alege un motor asincron trifazat cu rotor in scurtcircuit .

Transmisia indirecta este o transmisie prin curele trapezoidale iar reductorul este unul coaxial .

In figura urmatoare este prezentat simplificat reductorul de turatie ales .

	fig.2.1.

Tipul de reductor ales este o constructie scurta 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 .

2.2.Calculul parametrilor cinematici si dimensiunile la nivelul arborilor

Randamentul orientativ total :

=0,94.0,97 . Se adopta : =0,97

=0,99.0,995 . Se adopta : =0,995

=0,96.0,98 . Se adopta : =0,97

2.1.Puterea si turatia la arborele motorului electric

P_{ME STAS}=0,75 kW

n_ME=i_tot*n_ML=i_TC*i_RT*n_ML=2*9*150=2700 rot/min

n_{ME STAS}=2750rot/min

in care:

n_ML - turatia la arborele masinii de lucru

n_ME - turatia motorului electric

Arborele I

Arborele II

Arborele III

i_RT din STAS 2,24X4

3.PROIECTAREA TRANSMISIEI PRIN CURELE

Date de intrare:

- Puterea la arborele conducator:

PME = 0,75 kW

- Turatia rotii de curea conducatoare:

n1 = nME = 2750 rot/min

- Turatia rotii de curea conduse:

n2 = nI = 1375 rot/min

- Regimul de lucru al transmisiei:

stationar

- Raportul de transmitere:

iTC = 2

Tipul curelei

Din nomograma pentru curele trapezoidale inguste se obtine tipul de curea profil SPZ . Diametrul primitiv al rotii mici:

Dp1 = 80 mm

Conform STAS 1163 - 71

Diametrul primitiv al rotii mari:

Din STAS D_p2=160 mm

Diametrul primitiv mediu al rotilor de curea:

Distanta dintre axe:

- Preliminara:

se adopta: A = 300 mm

Lungimea primitiva a curelei:

Distanta dintre axe definitiva:

Unghiul dintre ramurile curelei:

^o

Unghiul de infasurare la roata mica de curea:

se adopta: 1 = 167º

Unghiul de infasurare la roata mare de curea:

Viteza periferica a curelei:

Coeficientul de functionare:

c_f = 1,5 conform STAS 1163 - 71

Coeficientul de lungime:

c_L = 0,90 conform STAS 1163 - 71

Coeficientul de infasurare:

C conform STAS 1163 - 71

Puterea nominala transmisa de o curea:

P₀ = 1,82 kW

Numarul de curele:

- Preliminar:

- Definitiv:

Cz = 0,95 - coeficientul numarului de curele

Se adopta:

Z = 1 - numarul de curele

Numarul de roti ale transmisiei:

x = 2

Frecventa incovoierilor curelei:

Forta periferica transmisa:

Cotele de modificare a distantei dintre axe:

Fig. 3.1

In figura 3.1 sunt prezentate dimensiunile si abaterile limita ale sectiunilor canalelor rotilor de curea:

lp - latimea primitiva a canalului

n - inaltimea canalului deasupra liniei primitive

m - adancimea canalului sub linia primitiva

f - distanta dintre axa sectiunii canalului extrem si marginea vecina a rotii

- unghiul canalului

r - raza de rotunjire a marginii canalului

Dp - diametrul primitiv al rotii de curea

De - diametrul exterior al rotii: De = Dp + 2n

B - latimea totala a rotii:

B = (z - 1)e + 2f

z - numarul de canale corespunzator numarului de curele

Pentru sistemul de proiectat se alege sectiunea canalului z cu urmatoarele dimensiuni:

lp = 8.5 mm

nmin. = 2.5 mm

mmin. = 9 mm

f = 9 mm

= 40º

r = 0.5 mm

h=8 mm

Dimensiunile rotilor de curea exterioare:

Materialele rotilor de curea :

Rotile de curea trebuie sa indeplineasca urmatoarele cerinte :

sa fie bine centrate pe arbore ;

sa fie echilibrate ;

sa asigure aderenta buna fara a uza cureaua .

Cel mai utilizat material este fonta : FC15

Procedeul de realizare a rotilor de curea este turnarea .

4. PROIECTAREA ANGRENAJELOR

4.1 Proiectarea angrenajului treptei I

Date de proiectare

Puterea nominala transmisa de pinion:

P₁ =0,72 kW

Turatia pinionului:

n₁ = 1375 rot/min

Raportul de transmitere:

i₁ = 2,24

Durata de functionare a angrenajului:

L_h = 16000 h

Regim de functionare: uniform

Pentru a determina tipul danturii se determina inainte viteza periferica :

v_p1<3m/s atunci se alege dantura dreapta

Material : OLC45 (laminat)

Treapta de precizie: 8

Rugozitatea flancurilor Ra se alege functie de treapta de precizie si se adopta

Ra ≤ 3.2[ m].

Procedeul de prelucrare care sa asigure treapta de precizie aleasa este frezarea grosolana.

Pentru rotile dintate se adopta drept material: otel carbon de calitate OLC 45, imbunatatit, cu urmatoarele caracteristici:

duritatea miezului dintelui: HV = 185

duritatea miezului: HB = 200.300; se adopta HB = 250

rezistenta la rupere: σr = 620 [N/mm²]

limita de curgere: σc = 360 [N/mm²]

rezistenta la rupere prin oboseala la piciorul dintelui:

presiunea hertziana limita la oboseala:

Determinarea distantei dintre axe si a modulului :

Pentru ambele roti din otel laminat :

Z_E=189,8MPa²   

Z_H=2,5

Z_ε=0,95

Z=1

Ψ_a=0,24

Se adopta din STAS : a=50 mm

Modulul normal minim necesar :

K_a=1 ; K_v=1,2 ; ψ_a=0,24 ; K_FB=H_HB=1,4 ; K_F*Yε=1

Y_Fa=2,5 ; Y_B=1 ; Y_SA=2

σ_0lim2=(320+0,05HB)+100=512,5 MPa

S_FP2=1,25 ; Y_N2=2,5 ; Y_δ=1,1 ; Y_l=Y_v=1

m_min=0,13 mm

Din STAS aleg m_n=1mm

Diametrele de divizare preliminare

Numerele de dinti

Modificarea numarului de dinti

Se adopta z₁=25 si z₂=56

Recalcularea modulului normal

m_STAS=2 mm

Determinarea deplasarii de profil insumate :

Calculul geometric al angrenajelor

Date initiale :

Z₁=25 dinti

Z₂=56 dinti

m_n=2 (modulul normal )

m_z=2 (modulul frontal )

Profilul de referinta standardizat :

α_a=20⁰

h_a=1

c=0,25

r_max=0,38

Unghiul profilului in plan frontal :

Deplasarile specifice de profil :

X1 = 0 mm

X2 = 0 mm

Distanta intre axe :

a=81 mm

Latimea danturii :

Parametrii de baza ai angrenajului :

Diametrele de divizare :

d₁=m_zz₁=50 mm

d₂=m_zz₂=112 mm

Diametrul de picior :

Inaltimea dintilor :

Diametrele de baza :

Diametrul de cap :

Verificarea calitatilor geometrice ale angrenajului

Verificarea lipsei subtaierii

Gradul de acoperire axial :

Verificarea continuitatii :

Pentru angrenajele cu dinti drepti conditia este ε_α>1,2

Verificarea lipsei interferentei :

Conditiile sunt indeplinite .

Gradul de acoperire :

4.2. Proiectarea angrenajului treptei a II-a

Date de proiectare

Puterea nominala transmisa de pinion:

P_II = 0,69 kW

Turatia pinionului:

n_II =613,83 rot/min.

Raportul de transmitere:

i₁ = 4

Durata de functionare a angrenajului:

L_h = 16000 h

Regim de functionare: uniform

Pentru a determina tipul danturii se determina inainte viteza periferica :

v_p1<3m/s atunci se alege dantura dreapta

Material : OLC45 (laminat)

Treapta de precizie: 8

Rugozitatea flancurilor Ra se alege functie de treapta de precizie si se adopta

Ra ≤ 3.2[ m].

Procedeul de prelucrare care sa asigure treapta de precizie aleasa este frezarea grosolana.

Pentru rotile dintate se adopta drept material: otel carbon de calitate OLC 45, imbunatatit, cu urmatoarele caracteristici:

duritatea miezului dintelui: HV = 185

duritatea miezului: HB = 200.300; se adopta HB = 250

rezistenta la rupere: σr = 620 [N/mm²]

limita de curgere: σc = 360 [N/mm²]

rezistenta la rupere prin oboseala la piciorul dintelui:

presiunea hertziana limita la oboseala:

Determinarea distantei dintre axe si a modulului :

Pentru ambele roti din otel laminat :

Z_E=189,8MPa²   

Z_H=2,5

Z_ε=0,95

Z=1

Ψ_a=0,24

Se adopta din STAS : a=80 mm

Modulul normal minim necesar :

K_a=1 ; K_v=1,2 ; ψ_a=0,24 ; K_FB=H_HB=1,4 ; K_F*Yε=1

Y_Fa=2,5 ; Y_B=1 ; Y_SA=2

σ_0lim2=(320+0,05HB)+100=512,5 MPa

S_FP2=1,25 ; Y_N2=2,5 ; Y_δ=1,1 ; Y_l=Y_v=1

m_min=0,62 mm

Din STAS aleg m_n=1mm

Diametrele de divizare preliminare

Numerele de dinti

Modificarea numarului de dinti

Se adopta z₁=20 si z₂=81

Recalcularea modulului normal

m_STAS=2 mm

Determinarea deplasarii de profil insumate :

Calculul geometric al angrenajelor

Date initiale :

Z₁=20 dinti

Z₂=81 dinti

m_n=2 (modulul normal )

m_z=2 (modulul frontal )

Profilul de referinta standardizat :

α_a=20⁰

h_a=1

c=0,25

r_max=0,38

Unghiul profilului in plan frontal :

Deplasarile specifice de profil :

X1 = 0 mm

X2 = 0 mm

Distanta intre axe :

a=101 mm

Latimea danturii :

Parametrii de baza ai angrenajului :

Diametrele de divizare :

d₁=m_zz₁=40 mm

d₂=m_zz₂=162 mm

Diametrul de picior :

Inaltimea dintilor :

Diametrele de baza :

Diametrul de cap :

Verificarea calitatilor geometrice ale angrenajului

Verificarea lipsei subtaierii

Gradul de acoperire axial :

Verificarea continuitatii :

Pentru angrenajele cu dinti drepti conditia este ε_α>1,2

Verificarea lipsei interferentei :

Conditiile sunt indeplinite .

Gradul de acoperire :

4.3.Calculul fortelor din angrenaje

In timpul angrenarii , in cupla dintata actioneaza sistemul de forte variabil : fortele nominale , fortele de frecare si fortele dinamice (exterioare si interioare ) .

	Fig.4.1. Model grafic pentru studiul fortelor din angrenaje

Calculul fortelor din angrenajul primei trepte:

Calculul fortelor tangentiale :

Calculul fortelor radiale :

Calculul fortelor axiale :

Calculul fortelor din angrenajul celei de-a doua trepte :

Calculul fortelor tangentiale :

Calculul fortelor radiale :

Calculul fortelor axiale :

Fig.4.2.Schema pentru determinarea sensurilor fortelor

Calculul fortei din curea :

S₀=A_c σ

S₀- efortul initial din curea ;

- tensiunea de pretensionare a curelei ;

A_c- aria sectiunii transversale a curelei ;

γ - semiunghiul dintre ramurile curelei ;

σ₀=1,8MPa ; γ= 14,88⁰ ; A_c=42mm ; S₀=75,6 N

S=149,92N

4.4. Calculul de verificare al angrenajului

Ipoteze de calcul :

se considera ca intreaga sarcina este transmisa de o singura pereche de dinti , cand acestea se afla in polul de inceput al angrenarii .

se asimileaza dintele cu o grinda curba incastrata in corpul rotii dintate .

Verificarea la presiunea hertziana de contact

- prima treapta :

Tensiunea de contact la oboseala a flancurilor dintilor :

unde :

F_tH- forta tangentiala nominala pentru calculul solicitarii de incovoiere ;

Conditia este indeplinita .

- a doua treapta :

Tensiunea de contact la oboseala a flancurilor dintilor :

unde :

F_tH- forta tangentiala nominala pentru calculul solicitarii de incovoiere ;

Conditia este indeplinita .

Verificarea la incovoiere

- prima treapta

- a doua treapta

5. PROIECTAREA ARBORILOR REDUCTORULUI DE TURATIE

5.1.Materiale si tehnologie

Materialul arborilor se alege functie de conditiile de functionare ale acestora . Avand in vedere ca arborii sunt supusi la solicitarii medii , cu cerinte de durabilitate pentru fusuri .

Se adopta pentru arbori materialul OL50, conform STAS 500 - 78, cu urmatoarele caracteristici:

Arborii se prelucreaza din semifabricate laminate prin degrosare initiala pentru corpul arborelui , iar apoi rectificare si tratament termic pentru fusurile arborilor .

5.2. Predimensionarea arborilor

Diametrele preliminare ale arborilor sunt:

5.3. Stabilirea formei preliminare a arborilor

Fig 5.1. Forma preliminara a arborilor

5.4. Stabilirea deschiderii intre lagare

Se adopta:

B = 25 mm

L_b2 = 22 mm

L_b3 = 35 mm

x = 4 mm

Li = 10 mm

Fig.5.2.

Distanta dintre lagare se determina cu relatia:

5.5. Calculul de rezistenta al arborilor la solicitari compuse

Se proiecteaza fortele din angrenaje in doua plane perpendiculare intre ele .

-arborele de intrare :

Fig 5.3. Diagramele de momente pentru arborele de intrare

L_c= 30 mm

l₁₂=120 mm

l₁₃=48,5 mm

in plan orizontal

pe A-B : M_i=Sx , x(0,L_c)

M_iB=14930=4470Nmm

pe B-C : M_i=Sx-H_B(x-L_c) , x(L_c,L_c+l₁₃)

M_ic=149(30+48,5)-143,548,5=4736 Nmm

in plan vertical

Se insumeaza geometric momentele din cele doua plane:

Se calculeaza momentul echivalent:

- coeficient ce tine seama de ciclurile de variatie ale celor doua momente ce se insumeaza:

Arborele intermediar

Fig 5.4. Diagramele de momente pentru arborele intermediar

L=120 mm

l_AB=36,5 mm

l_CD=45 mm

l_BC=38,5 mm

in plan orizontal

pe A-B : M_i=-H_Ax , x(0,l_AB)

M_iB=-2636,5=-949Nmm

pe B-C : M_i=H_Ax-F_r2(x-l_BC ), x(l_AB,l_AB+l_BC)

M_ic=4468 Nmm

in plan vertical

pe A-B : M_i=V_Ax , x(0,l_AB)

M_iB=33536,5=12227 Nmm

pe B-C : M_i=V_Ax+F_t2(x-l_AB), x(l_AB,l_AB+l_BC)

M_ic=32478Nmm

Se insumeaza geometric momentele din cele doua plane:

Se calculeaza momentul echivalent:

- coeficient ce tine seama de ciclurile de variatie ale celor doua momente ce se insumeaza:

arborele de iesire

Fig 5.5. Diagramele de momente pentru arborele de iesire

l_AB =75 mm

l_BC=45 mm

in plan orizontal

pe A-B : M_i=H_Ax , x(0,l_AB)

M_iB=6975=5175 Nmm

in plan vertical

pe A-B : M_i=V_Ax , x(0,l_AB)

M_iB=19175=14325 Nmm

Se insumeaza geometric momentele din cele doua plane:

Se calculeaza momentul echivalent:

- coeficient ce tine seama de ciclurile de variatie ale celor doua momente ce se insumeaza:

5.5. Forma constructiva a arborilor

Diametrele arborilor in punctele unde se monteaza rotile dintate:

arborele de intrare

Pinionul se executa dintr-o bucata cu arborele daca:

conditia nu se verifica, deci pinionul se monteaza pe arbore prin pana.

Diametrul arborelui se majoreaza: .

Se adopta d_I=15 mm.

Din STAS 1004-81se adopta pana cu capete rotunde cu dimensiunile:

b=6 mm; h=6 mm ; t= 3 mm ;

Lungimea penei:

Se adopta pentru executia penelor OLC 45 STAS 880-78 cu σas = 63N/mm². Penele se prelucreaza prin forjare urmata de o prelucrare prin frezare.

Se adopta: l = 25 mm .

Efortul unitar la forfecare:

Se adopta pana paralela : A 6X6X25 STAS 1004-81

- arborele intermediar

Pinionul se executa dintr-o bucata cu arborele daca:

conditia nu se verifica, deci pinionul se monteaza pe arbore prin pana.

Diametrul arborelui se majoreaza: .

Se adopta d_II=20 mm.

Din STAS 1004-81se adopta pana cu capete rotunde cu dimensiunile:

b=8 mm; h=7 mm ; t= 4 mm ;

Lungimea penei:

Se adopta: l = 23 mm .

Se adopta pana paralela : A 8X7X23 STAS 1004-81

Efortul unitar la forfecare:

- arborele de iesire

Pinionul se executa dintr-o bucata cu arborele daca:

conditia nu se verifica, deci pinionul se monteaza pe arbore prin pana.

Diametrul arborelui se majoreaza: .

Se adopta d=25 mm.

Din STAS 1004-81se adopta pana cu capete rotunde cu dimensiunile:

b=8 mm; h=7 mm ; t= 4 mm ;

Lungimea penei:

Se adopta: l = 23 mm .

Se adopta pana paralela : A 8X7X45 STAS 1004-81

Efortul unitar la forfecare:

5.6. Verificarea arborilor

5.6.1 Verificarea arborilor la oboseala

se face in sectiunea canalului de pana

arborele de intrare

Modulele de rezistenta :

In sectiunea canalului de pana, la mijloc:

Pentru OL50 cu σr = 50.60 [daN/mm²], avem:

Pentru OL50 (STAS 500-81) avem caracteristicile mecanice :

Coeficientii de siguranta sunt:

Coeficientul de siguranta total:

arborele intermediar

Modulele de rezistenta:

In sectiunea canalului de pana, la mijloc:

Coeficientii de siguranta sunt:

Coeficientul de siguranta total:

arborele de iesire

Modulele de rezistenta:

In sectiunea canalului de pana, la mijloc:

Coeficientii de siguranta sunt:

Coeficientul de siguranta total:

5.6.2. Verificarea arborilor la deformatii

Se calculeaza sagetile maxime in plan orizontal si vertical.

arborele de intrare

Sageata data de S :

Sageata data de Ft1:    

Sageata data de Fr1 :

Sageata in punctul in care se monteaza roata:

Sageata admisibila se ia functie de deschiderea intre lagare:

sau fata de modulul rotii care se monteaza pe arbore:

Verificarea este asigurata in ambele cazuri.

arborele intermediar

Sagetile in punctul de montare al rotii conduse a treptei I:

sau

Verificarea este asigurata in ambele cazuri.

Sagetile in punctul in care se monteaza pinionul treptei a II-a:

sau

Verificarea este asigurata in ambele cazuri.

arborele de iesire

Sagetile in punctul de montare a rotii conduse a treptei a II-a:

sau

Verificarea este asigurata in ambele cazuri

5.6.3. Verificarea arborilor la vibratii flexionale

Se calculeaza turatia critica si se compara cu turatia de regim.

arborele de intrare

Greutatea pinionului treptei I este:

in care :

γ - greutatea specifica a materialului rotii :

d₁ - diametrul de divizare al pinionului

b₁ - latimea pinionului

Sageata statica:

Turatia critica este:

arborele intermediar

Greutatea rotii treptei I este:

Sageata statica:

Turatia critica este:

Greutatea pinionului treptei II este:

Sageata statica:

Turatia critica este:

arborele de iesire

Greutatea rotii treptei II este:

Sageata statica:

Turatia critica este:

6. PROIECTAREA LAGARELOR

- pentru arborele I

Diametrul fusului :

Se adopta : d_f=12 mm

Se adopta din STAS 3041-80 rulment cu urmatoarele caracteristici :

d=12 mm

D=32 mm

B=10 mm

C=6,8 kN

C₀=3,05kN

Forta radiala in lagare :

Capacitatea dinamica de incarcare :

in care durabilitatea :

p=3 pentru rulmenti cu bile .

Pentru arborele de intrare se adopta rulmentul 6201 STAS 3041-80 .

- pentru arborele II

Diametrul fusului :

Se adopta : d_f=17 mm

Se adopta din STAS 3041-80 rulment cu urmatoarele caracteristici :

d=17 mm

D=35 mm

B=10 mm

C=6 kN

C₀=3,25kN

Forta radiala in lagare :

Capacitatea dinamica de incarcare :

p=3 pentru rulmenti cu bile .

in care durabilitatea :

Pentru arborele de intrare se adopta rulmentul 6203 STAS 3041-80

- pentru arborele III

Diametrul fusului :

Se adopta : d_f=20 mm

Se adopta din STAS 3041-80 rulment cu urmatoarele caracteristici :

d=20 mm

D=42 mm

B=12 mm

C=9,4 kN

C₀=5,05kN

Forta radiala in lagare :

Capacitatea dinamica de incarcare :

in care durabilitatea :

p=3 pentru rulmenti cu bile .

Pentru arborele de intrare se adopta rulmentul 6204 STAS 3041-80

7. ALEGEREA CUPLAJULUI

Cuplajul se alege functie de arborii pe care ii cupleaza si in functie de momentul de lucru M_t necesar de transmis .

	fig.7.1.Cuplaj elastic cu bolturi

Momentul necesar de transmis se determina cu relatia :

C_s- coeficientul de serviciu . Se adopta C_s =1,7 .

Se adopta cuplajul elastic cu bolturi CEB -OT 60-3 cu urmatoarele dimensiuni :

M_n=236 Nm

D=127 mm

D₁=100 mm

D_b=76 mm

l=82 mm

l₁=48 mm

l₂=34 mm

l₃=52 mm

l₄=10,5 mm

l₅=5,5 mm

8. CAIET DE SARCINI

Sistemul de actionare este proiectat pentru transmiterea miscarii de rotatie si a cuplului motor de la motorul electric la masina de lucru .

Ansamblele si subansamblele ale transmisiei sunt realizate pe masini unelte existente folosind procedee de fabricatie necostisitoare .

Organele de masini ce intra in componenta acestor ansamble sunt in mare parte standardizate si asigura interschimbabilitate .

Pentru a evita accidentele si pentru a asigura lubrifierea tot ansamblul este inchis intr-o carcasa rigida (pentru evitarea vibratiilor ) .

Masuri ce sunt luate la locul de functionare :

motorul electric se va lega la o alimentare prevazuta cu impamantare ;

se va evita atingerea partilor componente ale transmisiei prin curele chiar si dupa oprirea sistemului .

BIBLIOGRAFIE

GAFITANU,M. s.a- Organe de masini .Vol.II,Ed. Tehnica, Bucuresti, 1983 ;

RADULESCU,GH. s.a- Indrumar de proiectare in constructia de masini .Vol.III, Ed.Tehnica , Bucuresti ,1986 ;

CRUDU,I.- Atlas- Reductoare cu roti dintate , Ed. Didactica si pedagogica Bucuresti , 1981 ;

Organe de masini . Vol.I.a. Prescriptii generale de proiectare . Elemente de legatura si transmisie .Ed. Tehnica . 1983 ;

Orrgane de masini . Vol.I.b., Vol.I.c., Lagare . Cuzineti . Rulmenti . Ed. Tehnica .1983