proiect om
Post on 25-Sep-2015
260 Views
Preview:
DESCRIPTION
TRANSCRIPT
-
Reductor Conic
Nume : Bogdan
Date de proiectare :
Puterea necesara antrenarii masinii de lucru: PML 33:= kW
Turatia de mers in gol a motorului electric : nME 1500:=rot
min
Factorul de suprasarcina : KA 1:=
1.Calculul cinematic si energetic al transmisiei
Pentru schema cinematica, puterea necesara dezvoltata de masina motoare P.mm este
:
PMM
PML1
tot1
PML2
tot2
+ +PML.n
tot.n
..:=PML1 PML2, PML.n, puterile_nominale_exprimate_in_ kW( ):=PML1 PML2, PML.n, puterile_nominale_exprimate_in_ kW( ):=
tot1 tot2, tot.n, randamentele_de_lucru_de_la_masinile_de_lucru:=tot1 tot2, tot.n, randamentele_de_lucru_de_la_masinile_de_lucru:=
In cazul de fata , transmisia mecanica serveste o singura masina , in consecinta puterea necesara dezvoltata de masina
motoare este :
PMM
PML
tot
:=tot
Randamentul angrenajului :
a
angrenaj_conic 0.97:= 0.97....0.99( )
transmisie_curea_trapezoidala 0.95:= 0.95....0.997( )
pereche_rulemnti 0.99:= 0.99....0.995( )pereche_lagar_alunecare 0.98:= 0.98....0.99( )
-
Tinand seama de pierderile de putere, implicit de randamentele cuplelor de frecare, ce transmit fluxul de energie
mecanica de la masina motoare la masinile de lucru, prin intermediul elementelor componente - x ale transmisiei, se
determina puterile pe fiecare arbore - x.
Se determina momentul de torsiune prin intermediul acestuia Px, exprimata in kW.
Aceasta se calculeaza pe fiecare arbore in parte , Mtx, cu momentul de torsiune exprimat in [Nmm] .
Puterea pe arbori
P1 33:= kW
P2 P1 transmisie_curea_trapezoidala pereche_lagar_alunecare:= kW
P2 30.723= kW
P3 P2 pereche_rulemnti:= kW
P3 30.416= kW
P4 P3 angrenaj_conic pereche_rulemnti:= kW
P4 29.208= kW
-
iTCT 1.25:= raportul transmisiei cu curele trapezoidale
iR 2.24:=
Calculul turatiilor arborilor
nME 1500:=rot
minn1 nME 1500=:=
rot
min
n2
n1
iTCT
:= n2 1200=rot
min
n3 n2:= n3 1200=rot
min
n4
n3
iR
:= n4 535.714=rot
min
Calculul momentelor de torsiune
Tinand seama de pierderile de putere, implicit de randamentele cuplelor de frecare, ce transmit fluxul de
energie mecanica de la masina motoare la masinile de lucru, prin intermediul elementelor componente - x ale
transmisiei, se determina puterile pe fiecare arbore - x.
Se determina momentul de torsiune prin intermediul acestuia Px, exprimata in kW.
Aceasta se calculeaza pe fiecare arbore in parte , Mtx, cu momentul de torsiune exprimat in [Nmm] .
Mtx
30
10
6
Px
nx
:=Px
N mm
Mt1
30
10
6
P1
n1
210084.525=:= N mm
Mt2
30
10
6
P2
n2
244485.866=:= N mm
Mt3
30
10
6
P3
n3
242041.007=:= N mm
Mt4
30
10
6
P4
n4
520647.633=:= N mm
-
Predimensionarea arborilor si alegerea capetelor de
arbori
Arborii sunt solicitati la torsiune ( prin intermediul lor se transmit momente de torsiune de la o roata la alta, sau de
la o roata la o semicupla de cuplaj ) si incovoiere, ca urmare a fortelor introduse de angrenaje si de transmisiile prin
element intermediar .
at 30:= MPa tensiunea admisibila detorsiune
dca1
316 Mt3
at34.507=:= se adopta
:
dca.1 35:= mm
dca2
316 Mt4
at44.545=:= se adopta
:
dca.2 45:= mm
Proiectarea unei transmisii prin curelele
trapezoidale.
Calculul transmisiei prin curele trapezoidale este standardizat prin STAS 1163-71. Calculul urmareste alegerea curelei
trapezoidale, geometria transmisiei prin curele trapezoidale, numarul de curele, forta de intindere initiala si forta de
apasarae pe arborii transmisiei, determinarea durabilitatii curelei, precum si proiectarea rotilor de curea.
Tendinta actuala este de a se utiliza curele trapezoidale inguste, care pot functiona la viteze si
frecvente mai mari.
Dp1 200:= mm
0.02:= alunecareaspecifica
Diametrul primitiv al rotii
conduse:
Dp2 1 ( ) Dp1 iTCT 245=:= mm
Viteza periferica a rostii conducatoare se considera egala cu viteza de
deplasare a curelei
V'1
Dp1 n1
60 100015.708=:=
m
s
Dp1 n1
60 1000Vadm vadm 50:=
m
sse respecta
conditia
Alegerea distantei dintre axe A12 , d aca nu este impu sa d in con sidere nte g eo met rice, se adopta in
intervalul de valori :
0.7 Dp1 Dp2+( ) A12 2 Dp1 Dp2+( )
0.7 Dp1 Dp2+( ) 311.5= mm 2 Dp1 Dp2+( ) 890= mm
-
Se adopta
:
A12 500:= mm
Lungimea primitiva orientativa a curelei se determina in functie de distantele dintre axe, si se adopta in primitive ale
rotilor de curea
2 asinDp2 Dp1
2 A12
0.09=:= unghiurile dintre ramurilecurelei
Unghiurile de infasurare ale curelei pe roata conducatoare respectiv condusa
1,2(radiani)
1 3.052=:=
2 + 3.232=:=
Lp.orientativ 2 A12 cos
2
Dp1
21+
Dp2
22+ 1700.017=:= 2 A12
Dp1 Dp2+( )2
+Dp2 Dp1( )
2
4 A12+ 1700.017=
Se adopta
: Lp 2000:= mm
Cf 1:= coeficient de functionare
-
CL 1:= coeficient de lungime a curelei
C 1 0.003 180deg 168deg( ) 0.999=:=
Calculul preliminar al numarului de curele Z0
P puterea pe arborele rotii
conducatoare
P P1 33=:= kW
P0puterea transmisa de curea
P0 12:= kW
z0
P Cf
CL C P02.752=:=
-
Cz 0.95:=
zcurea
z0
Cz
2.897=:= se adopta : znr.curele 3:=
-
Alegerea materialelor pentru rotile dintate si a tratamentelor termice sau
termochimice
Alegerea concreta a unui material este legata de mai multi factori, din care se
mentioneaza :
- comportarea materialului in functie de procedeele tehnologice de fabricatie;
- comportarea in serviciu si durabilitatea piesei proiectate;
- comportarea materialului in prezenta concentratorilor de tensiune;
-rezistenta la uzare.
Exemple de materiale:
Marcile de oteluri sunt recomandate, tratamentele termice sau termochimice care li se pot aplica, duritatile
miezului si respectiv flancurilor dintilor obtinute in urma tratamentului, precum si propiretatile fizico-mecanice ale
acestora sunt prezentate in tabelul 3. In acest tabel sunt indicate si valorile rezistentei la rupere prin oboseala la
piciorul dintelui, precum si rezistentei limita la pitting.
Tabel. 3
-
Optez pentru materialul : 21MoMnCr12
Duritate Miez D_ HB( ) 250....330 optezpentru:
D 330:=
Flanc_DF_ HRC( ) 56.....63 optezpentru:
DF 63:=
Rezistenta la
pitting:
H.lim 25.5 DF 1606.5=:= MPa
Rezistenta la piciorul
dintelui:
F.lim 460:= MPa 380...460 MPa
Rezistenta la
rupere:
r 1090:=N
mm2
1070...1090N
mm2
Limita de
curgere:
c 840:=N
mm2
830....840N
mm2
PROIECTAREA UNUI ANGRENAJ CONIC CU DINTI DREPTI
Calculul de proiectare al unui angrenaj conic cu dintri drepti (dantura octoidala) are la baza metrologia curpinsa in
STAS 12270-84 si lucrarea TS 45-80, particularizate conditiilor de functionare a angrenajelor conice din transmisiile
mecanice uzuale.
Determinarea elementelor dimensionale principale ale angrenajului conic cu dinti drepti
Diametrul de divizare al pinionului conic d1
Diametrul de divizare (minim) al pinionului se determina din conditia ca dantura angrenajului proiectat sa reziste
la oboseala la presiunea hertziana de contact ( pitting) cu ajutorul relatiei:
d1.min
3KH KA Mtp
R 1 0.5 R( )2
H.lim2
1
u:=
KH
-
KH factorul_global_al_presiunii_hertziene_de_contact:= factorul_global_al_presiunii_hertziene_de_contact
KH 1.6.....1.8( ) 106
:= 1.6.....1.8 MPa optezpentru :
KH 1.6 106
:= MPa
KA factorul_de_utilizare:= factorul_de_utilizare se alege din anexa 2.2 optezpentru :
KA 1:=
Mtp momentul_de_torsiune_pe_arborele_pinionului:= momentul_de_torsiune_pe_arborele_pinionului Nmm Mt3 242041.007= Nmm
R raportul_dintre_latimea_danturii_si_generatoare_conului_de_divizare:= raportul_dintre_latimea_danturii_si_generatoare_conului_de_divizare
Rb
R0.25.....0.33=:=
bR 0.33:=
H.lim rezistenta_la_pitting:= rezistenta_la_pitting MPa se adopta din tabelul 2.3
Rezistenta la
pitting:
H.lim 25.5 DF 1606.5=:= MPau raportul_numarului_de_dinti:= raportul_numarului_de_dinti u 1>
u iR 2.24=:=
d1.min
3KH KA Mt3
R 1 0.5 R( )2
H.lim2
1
u 66.3=:= se
adopta:
d1 66:= mm
Modulul danturii rotilor dintate pe conul frontal exterior m me( )
Modulul danturii rotilor pe conul frontal exterior se determina din conditia ca dantura sa reziste in rupere prin oboseala
la piciorul dintelui. Relatia de calcul a modulului minim pe conul frontal exterior este: relatia 2
KF 22......24:= 22......24 pentru danturi nedurificate D 350HB
-
m modulul_danturii_rotilor_dintate_pe_conul_frontal_exterior
se adopta: i12 3:=
Fiind acum stabilit numarul de dinti ai pinionului, se determina numarul de dinti Z2 ai rotii conjugate cu relatia :
z2 z1 i12 51=:=
Pentru aceasta, se calculeaza mai intai raportul de transmitere efectiv :
i1.2.ef
z2
z1
3=:=
Calculul geometric al angrenajului conic cu dinti drepti
Relatiile de calcul ale elementelor geometrice ale angrenajului conic sunt stabilite pentru roti cu axele de rotatie
perpendiculare ( = 90 )
Elementele geometrice ale angrenajului trebuiesc calculate cu o precizie suficient de mare ( minim 4 zecimale
exacte ).
Elementele rotii plane de referinta
0 20deg:= unghiul profilului de referinta 20deg:=
h'oa 1:= coeficientul inaltimii capului de referinta
h'of 1.2:= coeficientul inaltimii piciorului de referinta
c'o 0.2:= jocul de referinta la picior
hoa m h'oa 4=:= co m c'o 0.8=:=
hof m h'of 4.8=:= po m 12.566=:=
ho m h'oa h'of+( ) 8.8=:= eopo
26.283=:=
-
Calculul deplasarilor specifice ale danturii
La angrenajele conice deplasarile de profil pot fi atat radiale cat si tangentiale . Coeficientii deplasarilor specifice
ale profilelor danturii sunt recomandati a fi alesi in functie de raportul de transmitere .Se recomanda deplasari care sa
conduca la un angrenaj zero deplasat .
i12 3= xr1 0.44:= xr2 0.44:=
-
nu avem deplsari
tangentiale z1 17=
z2 51= Elementele geometrice ale angrenajului
Semiunghiurile
conurilor :
'1 atanz1
z2
0.322=:= 1 18deg:=
'2 90 18 72=:= 2 72deg:=
Diametrele de
divizare :
d1div m z1 68=:= mm d1 68:= mm
d2div m z2 204=:= mm d2 204:= mm
Lungimea exterioara a generatoarei conurilor de divizare R
Rd1div
2 sin 1( )( )110.026=:= mm
Latimea danturii rotilor :
b' 0.25 R 27.507=:= 0.25 R 27.507= mm se adopta : b 28:= mm
Diametrele de divizare
medii
dm1 d1 b sin 1( ) 59.348=:= mm
dm2 d2 b sin 2( ) 177.37=:= mm
-
Modulul mediu al
danturii :
mm
dm1
z1
3.491=:=
Numarul de dinti ai rotii plane de
referinta :
z0
z1
sin 1( )55.013=:=
Inaltimea capului
dintelui :
ha1 m h'oa xr1+( ) 5.76=:= mm
ha2 m h'oa xr2+( ) 2.24=:= mm
Inaltimea piciorului
dintelui :
hf1 m h'of xr1( ) 3.04=:= mm
hf2 m h'of xr2( ) 6.56=:= mm
Inaltimea dintelui : h ha1 hf1+ 8.8=:= mm hdinte 9:= mm
-
Calculul fortelor din angrenajul conic cu dinti
drepti :
Fortele nominale din angrenaj se determina din momentul de torsiune motor, existe nt pe arbo rele pinion ului . Forta
normala pe dinte Fn, aplicata in punctul de intersectie al liniei de angrenare cu cercul de divizare mediu, se
descompune intr-o forta tangentiala Ft la cercul de divizare mediu, o forta radiala Fr la acelasi cerc si o forta axiala
Fa.
Intrucat pierderile de putere din angrenaj sunt mici ( 1..2%), se neglijeaza influenta lor. In consecinta , fortele care
actioneaza asupra celor 2 roti sunt egale si de sens contrar.
Fortele
tangentiale :
Ftm1
2 Mt3
dm1
8156.735=:= N
Fortele
radiale :
Frm1 Ftm1 tan ( ) cos 1( ) 2823.505=:= N
Frm2 Ftm1 tan ( ) cos 2( ) 917.412=:= N
Fortele axiale
:
Fam1 Ftm1 tan ( ) sin 1( ) 917.412=:= N
Fam2 Ftm1 tan ( ) sin 2( ) 2823.505=:= N
Forta normala pe flancul
dintelui :
Fnm Ftm1
1
cos ( ) 8680.216=:= N
-
Verificarea de rezistenta a danturii angrenajului conic cu dinti
drepti
Verifica rea la oboseala prin inc ov oiere a pic iorului dintelui
Tensiunea de incovoiere de la piciorul dintelui se determina in sectiunea mediana a lungimii dintelui si se
calculeaza cu ajutorul rotii dintate cilindrice inlocuitoare
Yx 1:= factorul dedimensiune
YS1.2 1:= factorul concentratorului de eforturi unitare din zona deracordare
YN1.2 1:= factorul numarului de cicluri defunctionare
SFP 1.25:= factprul de siguranta la rupere prin oboseala la picioruldintelui
R 0.33= KH 1.2:=
F.lim 460= rezistenta limita de rupere prin oboseala la picioruldintelui
FP1.2
F.lim
SFP
YN1.2 YS1.2 Yx 368=:= tensiunea admisibila la oboseala prin incovoiere la piciorul dintelui .
Y 0.8:= factorul gradului deacoperire
YF1.2 2.8:= factorul de forma aldintelui e'
b
h
2
1b
h
+b
h
2
+
0.708=:=m 4=
b 28= mm latimea dintelui
KF KHe'
1.138=:= factorul de repartitie a sarcinii pe latimeadanturii
KF 1:= factorul repartitiei frontale asarcinii
np n3 1.2 103
=:=rot
min
KV 1
d1 np
60 103
22+ 1.094=:=
factorul dinamic
KA 1= factorul deutilizare
FtFm1.2 Ftm1 KA KV KF KF 10151.991=:= N forta reala tangentiala la cercul de divizare
Ftm1 8156.735= N forta nominala tangentiala la cercul de divizare mediu
F1.2
Ftm1 KA KV KF KF
b mYF1.2 Y 203.04=:=
N
mm2
F1.2 FP1.2
F1.2 203.04= FP1.2 368= verifica conditia
-
Ve rificarea la pre siunea he rtziana , in c azul solicitarii la obos ea la a flancurilor
dintilor. Verifica rea la pitting
Zw 1:= H.lim 1606.5=N
mm2
ZN1.2 1:=
se adopta H.Lim 1200:=
Czv 0.85 0.08H.Lim 850
350+ 0.93=:=
Vtd
d1 800
60 103
2.848=:=
ZV Czv
2 1 Czv( )
0.832
Vtd
+
+ 0.97=:= factorul influentei vitezei periferice arotilor
CZL 0.83 0.08H.Lim 850
350+:=
50 25:=
ZL CZL
4 1 CZL( )
1.280
50
+
2+ 0.929=:=
factorul inflentei
ungerii
ZR1.2 1:= factorulrugozitatii
SHP 1.5:= factorul de siguranta lapitting
H.lim 1606.5= 1.1:=
HP1.2
H.lim
SHP
ZR1.2 Zw ZL ZV ZN1.2 965.044=:=
u 2.24=
dm1 59.348= mm
KH 1:=
-
b 28= mm
KH 1.2=
FtHm1 Ftm1 KA KV KH KH 10707.725=:=
Z
4 ( )3
0.983=:= factorul gradului deacoperire
ZH 2.5:= factorul zoneiu de contact pentruangrenaje
ZE 56.4:= factorul modulului de elasticitate almaterialului
tensiunea hertziana H ZE ZH ZFtm1 KA KV KH KH u
21+
b dm1 u 368.263=:=
N
mm2
H HP1.2
N
mm2
N
mm2H 368.263= HP1.2 965.044=
se verifica conditia
Alegerea lubrifiantului si a sistemului de ungere a angrenajului
A legerea lubrif iantu lu i pentru a ng renaje se face tin an d se ama de p arametrii c inematici si de incarca re ai
angrenajelor, de tipul a cestora si de caracte rist icile mate rialelor din care su nt confection ate.
Un parametru important in alegerea tipului lubrifiantului este viteza periferica a rotilor dintate care la nivelul
cercului de divizare are valoarea:
dw1 d1 60+:= mm
n3 1.2 103
=rot
min-turatia arborelui
pinionului
v dw1 n3
60000:=
m
sv 8.042=
m
s
Deoarece viteza este mai mare decat 4 m/s se vor folosi uleiuri minerale sau sintetice aditivate sau neaditivate
Ftm1 8156.735= N d1 68= mm u 2.24= ZH 1.77:= Z 1:= b 28= mm
-
Presiunea Stribeck este data de
relatia:
ksFtm1
b d1
u 1+
u ZH
2 Z
2:= MPa ks 19.413= MPa
Factorul de
incarcare-viteza
ks
v2.414= MPa
s
m
Vascozitatea cinematica la 50 de grade Celsius in raport cu factorul de
incarcare-viteza este
85 mm/s.
Conform celor spuse mai sus se alege ulei TIN 82 EP cu urm. caracteristici:
-Indice de vascozitate I V 60
-Punct de congelare -20 grade Celsius
-Inflamabilitate 230 grade Celsius
Viteza calculata fiind v=7m/s
-
Schema transmisiei cu roti dintate conice cu dinti drepti si roata de curea
Diagrama de momente incovoietoare si de torsiune
-
CALCULUL REACTIUNILOR.TRASAREA DIAGRAMELOR DE
MOMENTE INCOVOIETOARE SI DE TORSIUNE
Pentru a putea alege rulmentii si pentru a putea verifica arborii este ecesara aflarea reactiunilor in reazeme si
trasarea diagramelor de variatie a momentelor de incovoiere si torsiune
ARBORELE PINION
Aflarea
reactiunilor:
Fam1 917.412= N
Frm1 2823.505= N
In plan vertical avem urmatoarele
forte:
Din conditia de moment nul in punctul 1 avem: Fa1*42.5-V2*110-Fr1*153=0
V2
Fam1 42.5 Frm1 153
110:= V2 3572.784= N
V1+V2=-Fr1
V1 Frm1 V2:= V1 749.279= N
Diagrama de momente obtinuta este:
Mom in
1
M1 0:=
Mom in
2
M2 x( ) V1 x:= M2 110( ) 82420.684=
Mom in
3
M3 x( ) V1 110 x+( ) V2 x+:= M3 43( ) 38990.024=
x 30:=
X23 root M3 x( ) x, ( ):= X23 29.191=
Mom in
4
M4 x( ) Fam1 x:= M4 42.5( ) 38990.024=
-
diametru
roata
dintata/2
M2
M3
In plan orizontal avem urmatoarele
forte:
Fam1 917.412= N si Ftm1 8156.735= NAvem
Din ecuatia de momente avem
H1*110-Fa1*42.5+Ft1*43=0
H1
Fam1 42.5 Ftm1 43
110:= H1 2834.087= N
H2 Ftm1 H1:= H2 10990.822= N
Diagrama de momente obtinuta este:
Mom in
1
M1 0:=
Mom in
2
M2 x( ) H1 x:= M2 110( ) 311749.571=
Mom in
3
M3 x( ) H1 110 x+( ) H2 x:= M3 43( ) 38990.024=
x 30:= X23 root M3 x( ) x, ( ):= X23 38.22=
Mom in
4
M4 x( ) Fam1 x:= M4 42.5( ) 38990.024=
-
Ftm1 42.5 346661.228=
R1 H12
V12
+:= R1 2931.462= N
R2 H22
V22
+:= R2 11556.944= N
ARBORELE ROTII CONDUSE
In plan vertical avem urmatoarea incarcare de
forte:
Fam2 2823.505= N
Frm2 917.412= N
-
Avem: V2*165+Fa2*150-Fr2*55=0
V2
Frm2 55 Fam2 150( )165
:= V2 2261.018= N V1 Frm2 V2:= V1 3178.431=
Diagrama de momente pentru planul vertical
este:
Mom in
1
M1 0:=
Mom in
R
MR x( ) V1 x Fam2 150:= MR 55( ) 248712.031=
Mom in
3
M3 x( ) V1 x Fam2 150 Frm2 x 55( ):=
M3 165( ) 4.366 1011
=
Pentru planul orizontal avem urmatoarea
incarcare: Ftm2 Ftm1 8.157 103
=:=
Ftm2 8156.735= N
-
H1*165-Fa2*150-Ft2*110=0
H1
Fam2 150 Ftm2 110+
165:= H1 8004.646= N
H2 Ftm2 H1:= H2 152.089= N
Diagrama de momente pentru planul orizontal
este:Mom in
1
M1 0:=
Mom in
R
MR H1 55 Fam2 150:= MR 16729.792=
Mom in
3
M3 x( ) H1 x Fam2 150 Ftm2 x 55( ):= M3 165( ) 1.164 1010
=
Ftm2 150 1.224 106
=
R1 H12
V12
+:= R1 8.613 103
= N
R2 H22
V22
+:= R2 2.266 103
= N
-
ALEGEREA SI VERIFICAREA RULMENTILOR
Arborii reductoarelor sunt in general arbori scurti ( l/d
-
Pentru arborele IV RULMENT 32210 cu urmatoarele
caracteristici:
d4rul 50= mm C04 58.5:= kN
D4 90:= mm e4 0.42:=
T4 24.75:= mm Y4 1.4:=
C4 71:= kN
Rulmentii radiali-axiali cu role conice, datorita constructiei lor, introduc fo rte axiale su plime ntare (interioa re). Un
astfel de rulment incarcat cu forta radiala Fr introduce o forta axiala suplimentara data de relatia:
Fas=0.5*Fr/Y
Pentru arborele III:
-rulmentul din
reazemul 1:
Fr31 1033:= N Fas31 0.5Fr31
Y3:= Fas31 322.813= N
-rulmentul din
reazemul 2:
Fr32 4003:= N Fas32 0.5Fr32
Y3:= Fas32 1250.938= N
Pentru arborele IV:
-rulmentul din
reazemul 1:
Fr41 2960:= N Fas41 0.5Fr41
Y4:= Fas41 1057.143= N
-rulmentul din
reazemul 2
Fr42 803:= N Fas42 0.5Fr42
Y4:= Fas42 286.786= N
Forta axiala ce incarca fiecare rulment
este:
Pentru arborele III:
Fa1 265.5:= N Fa3 Fas31 Fas32 Fa1+:= Fa3 662.625= N
Fa3 662.625:=Pentru arborele IV:
Fa2 980:= N Fa4 Fas41 Fas42+ Fa2+:= Fa4 209.643= N
-
Calcularea raportului Fa/Fr pentru fiecare rulment:
Pentru arborele III:
-rulmentul din
reazemul 1
k31Fa3
Fr31:= k31 0.641=
-rulmentul din
reazemul 2
k32Fa3
Fr32:= k32 0.166=
Pentru arborele IV:
-rulmentul din
reazemul 1
k41Fa4
Fr41:= k41 0.071=
-rulmentul din
reazemul 2
k42Fa4
Fr42:= k42 0.261=
Calculul sarcinii dinamice
echivalente P
Pentru arborele III
-rulmentul din
reazemul 1
X 0.4:=
k31 e> P31 X Fr31 Y3 Fa1+:= P31 838= N
-rulmentul din
reazemul 2
k32 e P32 Fr32:= P32 4.003 103
= N
Pentru arborele IV
-rulmentul din
reazemul 1
k41 e P41 Fr41:= P41 2.96 103
= N
-rulmentul din
reazemul 2
k42 e P42 Fr42:= P42 803= N
-
Se calculeaza durabilitatea rulmentilor(in milioane de rotatii)
Pentru arborele III
-rulmentul din
reazemul 1
L31C3 1000
P31
10
3
:= L31 2.042 106
= mil. rot
-rulmentul din
reazemul 2
L32C3 1000
P32
10
3
:= L32 1.112 104
= mil. rot
Pentru arborele IV
-rulmentul din
reazemul 1
L41C4 1000
P41
10
3
:= L41 3.98 104
= mil. rot.
-rulmentul din
reazemul 2
L42C4 1000
P42
10
3
:= L42 3.079 106
= mil. rot
Se calculeaza durabilitatea rulmentilor
in ore:
Pentru arborele III
-rulmentul din
reazemul 1
n3 898:=rot
min
Lh31L31 10
6
n3 60:= Lh31 37893380.504= h > Lha=12000...20000 h
-
-rulmentul din
reazemul 2
Lh32L32 10
6
n3 60:= Lh32 2.064 10
5= h > Lha=12000...20000 h
Pentru arborele IV
-rulmentul din
reazemul 1
n4 253:=rot
min
Lh41L41 10
6
n4 60:= Lh41 2.622 10
6= h> Lha=12000...20000 h
-rulmentul din
reazemul 2
Lh42L42 10
6
n4 60:= Lh42 2.029 10
8= h> Lha=12000...20000 h
Randamentul angrenajului :
a
Intre flancurile dintilor conjugati ai rotilor ce formeaza angrenajul existat o miscare relativa de alunecare care in
prezenta fortelor normale pe dinte dau nastere la forte de frecare, ce consuma o parte din puterea transmisa prin
angrenaj.
Randamenul unei perechi de roti dintate are valorile : 0.95...0.98
0.08:= coeficientul de frecare dintreflancuri
1.1= gradul de acoperire alangrenajului
0:= cos ( ) 1= unghiul de inclinare al danturii rotilordintate
z1 17=
z2 51=
K 1.6:=
a 1
cos ( )
1
z1
1
z2
+
K 0.988957=:= Randamentulangrenajului
randamentul
este :
A 0.98:=
-
ALEGEREA SI VERIFICAREA
PENELOR
Asamblarea rotilor dintate, a rotilor de curea si a cuplajelor pe arbori se realizeaza de obicei cu ajutorul penelorparalele. Uneori se folosesc si alte tipuri de asamblari (cu strangere proprie, prin caneluri, prin pene inclinate sau prin
strangere pe con).
De obicei, pinioanele au diametre apropiate de cele ale arborilor asa incat ele se executa dintr-o bucata cu
arborele. Se alege aceasta solutie daca diametrul de picior al rotii dintate df satisface conditia:
df
-
Mt3 1.018 105
:= Nmm -momentul de torsiune al arboreluipinionului
s4 Mt3
h l d3a:= s 66.104= MPa indeplineste conditia s as
f2 Mt3
10 l d3a:= f 26.442= MPa indeplineste conditia f af
Admitem l=22 mm
PENTRU ARBORELE ROTII
MARI
d4a 45:= mm
Alegem pana cu urmatoarele caracteristici:
-Pana tip
B
b 14:= mm
h 9:= mm
l 40:= mm
Pentru b alegem ajustaj P9 presat in arbore si pinion cu
valorile:
b 160.018
0.061
:=
Se aleg
ajustajele:
-pentrupinion
t1 6.00.2
0
:=0
mm
-pentru arbore t2 4.30.2
0
:=0
mm
Verificari
:
as 110:= MPa
af 70:= MPa
Mt4 3.435 105
:= Nmm -momentul de torsiune al arboreluipinionului
s4 Mt4
h l d4a:= s 84.815= MPa indeplineste conditia s as
f2 Mt4
16 l d4a:= f 23.854= MPa indeplineste
conditia
f af
-
Admitem l=40
mm
Verificarea
arborilor
Alegem pentru arbori ca material OLC45 STAS 880-88 cu urmatoarele
caracteristici:
r 620:= MPa
c 360:= MPa
m1 300:= MPa
0 430:= MPa
r 360:= MPa
c 240:= MPa
m1 160:= MPa
0 220:= MPa
Verificarea la oboseala
Verificarea la oboseala a arborilor se face in sectiuni ale arborilor care prezinta
concentratori de eforturi (canale de pana, salturi de diametru, degajari, filete etc.).
Considerand cazul general in care intr-o sectiune cu concentratori de tensiuni avem atat efort
unitar de incovoiere, cat si efort de torsiune, ambele variabile in timp, se parcurg urmatoarele
etape:
Se calculeaza marimile caracteristice ale ciclului variabil de solicitare la incovoiere. Chiar
daca momentul incovoietor intr-o sectiune oarecare este constant in timp, datorita rotatiei
arborelui efortul de incovoiere intr-o fibra oarecare variaza dupa un ciclu alternant simetric.
Ca urmare putem scrie:
MiV 30860:= N mm
MiH 109300:= N mm
d3 40:= mm (diametrul arborelui in sectiunea
considerata)
maxMiV
2MiH
2+
d33
32
:= max 18.076= MPa
min max:= min 18.076= MPa
m 0:= MPa efort unitar mediu
v 18.076:= MPa amplitudinea ciclului de solicitare
-
Se calculeaza coeficientul de siguranta la oboseala pentru solicitarea de incovoiere folosind
relatia lui Serensen:
k 1.8:= 1:= 2 m1 0
0:= 0.395= 0.8:=
c1
k
v
m1
m
m1+
:= c 7.376=
k -coeficient de concentrare a eforturilor unitare
-coeficient dimensional
-coeficient de calitate
asuprafetei
Se calculeaza pentru sectiunea considerata elementele ciclului de solicitare variabila la
torsiune. De cele mai multe ori solicitarea la torsiune a arborilor este variabila dupa un ciclu
pulsator. In acest caz:
Mt3 2.42 105
= N mm
maxMt3
d33
16
:= max 19.261= MPa min 0:= MPa
Se calculeaza coeficientul de siguranta la oboseala pentru solicitarea de torsiune folosind
relatia lui Serensen:
k 1.8:= 1:= 2 m1 0
0:= m
max
2:= MPa v m:=
c1
k
v
m1
m
m1+
:= c 6.143= MPa
Se calculeaza coeficientul de siguranta global pentru sectiunea
considerata:
cc c
c2
c2
+
:= c 4.72= c ca ca 2.5:=
-arborele rezista la
oboseala
-
Verificarea la solicitarea compusa (incovoiere si
torsiune)
Verificarea la solicitare compusa (incovoiere si torsiune) se face pentru sectiunile in care
momentul echivalent este maxim sau pentru cele in care aria este diminuata datorita salturilor de
diametru.Intr-o astfel de sectiune se calculeaza:
-momentul incovoietor
rezultant
Mirez MiV2
MiH2
+:= Mirez 1.136 105
= Nmm
-momentul echivalent in sectiunea
considerata
aiIII 55:= MPa aiII 95:=
aiIII
aiII:=
Mech Mirez2
Mt3( )2
+:= Mech 1.804 105
= Nmm
echMech
d33
32
:= ech 28.707= MPa ech aiIII
-
1700.017
top related