proiect reductor conic
Post on 22-Jun-2015
156 Views
Preview:
TRANSCRIPT
1
Mod.
Coala Nr. Docum. Semn. Data
Elaborat
Verificat
Gilca S. Litera Coala Coli
Dulgheru V.
MA 063393 05 09 MC
Mecanism de acţionare a
conveierului suspendat UTM FTMIAgr. TP-091
Aprobat
Contr.norm.
Dulgheru V.
CUPRINS
ÎNTRODUCERE..............................................................................................2
1 ANALIZA CINEMATICĂ A MECANISMULUI DE ACŢIONARE...............3
1.1 ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC .................................................................3
1.2 DETERMINAREA ŞI DISTRIBUIREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE AL
M.A .........4
1.3 DETERMINAREA PARAMETRILOR CINEMATICI ŞI DE FORŢĂ AI
M.A ....................5
2 CALCULUL DE PROIECT AL ANGRENAJULUI REDUCTORULUI
CONIC............................................................................................................6
2.1 ALEGEREA MATERIALULUI ŞI CALCULUL TENSIUNILOR
ADMISIBILE..................6
2.2 DIMENSIONAREA ANGRENAJULUI CU ROŢI DINŢATE CONICE............................7
2.3 CALCULUL DE VERIFICARE AL ANGRENAJULUI..............................................10
2.4 DETERMINAREA FORŢELOR DIN ANGRENAJ...................................................11
3 CALCULUL DE PREDIMENSIONARE AL ARBORILOR , ROŢILOR
DINŢATE . ALEGEREA RULMENŢILOR........................................................13
3.1 CALCULUL DE PREDIMENSIONARE AL
ARBORILOR..........................................13
3.2 ALEGEREA PREVENTIVĂ A
RULMENŢILOR. ......................................................14
3.3 CONSTRUCŢIA ROŢILOR DINŢATE.....................................................................27
4 CALCULUL RULMENŢILOR .......................................................................29
4.1 VERIFICAREA RULMENŢILOR ARBORELUI -
PINION.............................................29
4.2 VERIFICAREA RULMENŢILOR ARBORELUI – ROŢII
DINŢATE.. ...............................29
5 PROIECTAREA CONSTRUCTIVA A ROTII DINTATE CONICE................31
6 CALCULUL ASAMBLĂRILOR PRIN PENE...................................................32
6.1 CALCULUL ASAMBLĂRII PRIN PANĂ PENTRU ARBORELE-
PINION.........................32
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
6.2 CALCULUL ASAMBLĂRILOR PRIN PANĂ PENTRU ARBORELE
CONDUS.....................34
BIBLIOGRAFIE. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .37
ÎNTRODUCERE
Elaborarea acestui proiect contribuie la consolidarea materiei teoretice a bazelor
proiectării maşinilor, conceperea mai profundă a procesului calcul – proiectare –
executare a organelor de maşini şi acumularea cunoştinţelor necesare pentru elaborarea
proiectelor de curs la disciplinele de specialitate şi a celui de diplomă.
Funcţionarea oricărui reductor este însoţită de uzură, care este un proces de
modificare treptată a dimensiunilor şi a formei pieselor la frecare.
Uzura poate avea loc, cînd între suprafeţele de contact nimeresc particule dure,
care deteriorează metalul.
Pentru funcţionarea normală a maşinii este necesar de asigurat un regim stabil de
temperatură, deoarece degajarea abundentă de căldură şi evacuarea proastă a căldurii
pot provoca defecte.
Căldura degajată înrăutăţeşte calitatea lubrifianţilor, fapt ce provoacă uzura.
Se numeşte reductor, mecanismul format din transmisii dinţate sau melcate şi
serveşte pentru transmiterea relaţiei de la arborele motorului la arborele motorului la
arborele maşinii de lucru.
Reductorul este un mecanism care micşorează viteza unghiulară şi măreşte
momentul de rotaţie în mecanismele cu acţiune de la motorul electric la maşina de
lucru.
Reductorul are menirea de a micşora viteza şi corespunzător de a mări momentul
relaţiei a arborelui în comparaţie cu cel condus.
Angrenajele conice se referă la tipurile de angrenaj cu axe concurente.
2
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
Dezavantajele: randamentele mai scăzute, executatrea mai complicată în legătură
cu forma conică a roţii este mai dificilă. În legătură cu apariţia forţelor axiale este
nevoie de o fixare mai complexă a arborelui.
Reductorul pe larg se întrebuinţează în diferite ramuri ale industriei constructoare
de maşini, de aceea există şi mai multe tipuri de maşini.
Pentru a micşora dimensiunile organelor de maşini, în industria constructoare de
maşini întrebuinţează motoarele – reductoarele ce constau dintr-un agregat în care sunt
unite motorul şi reductorul.
l ANALIZA CINEMATICĂ A MECANISMULUI DE ACŢIONARE
1.1 Alegerea motorului electric
1.1.1 Determinăm puterea necesară OL din cadrul maşinii proiectate Pot ,[ kW]Pol=F⋅ν
unde Ft este forţa de tracţiune a OL, Ft =2,6 [kN]; ν este viteza liniară a OL, ν =1,6m/s.
Pol=F⋅ν =2,6∙1,6 = 4,16[ kW]
1.1.2 Determinăm randamentul total a MA, ηma:
ηtot=ηcurea⋅ηcon⋅ηc⋅ηrul3 ;
unde ηc este randamentul cuplajului , ηc = 0,975 ;
ηcon - randamentul angrenajului conic , (reductor cu roţi dinţate conice),
primimηcon =0,956 ;
a –randamentul transmisiei pri angrenajcilindric(transmisia deschisa),primim
ηcurea=0,91 ;
ηrul - randamentul unei perechi de rulmenţi, primim ηrul =0,991 ; ηma= 0,975 ∙ 0,956 ∙ 0,91 ∙ 0 ,9913
=0,82;
1.1.3 Determinăm puterea necesară ME - Pel ,[ kW]:
Pme=Pol
ηalignl ¿ma ¿¿=4 ,16
0 ,82=5,1[ kW ]¿
1.1.4 Determinarea puterii nominale a :ME - Pnom , [kW ]:
Valoarea puterii nominale a ME se alege după următorul criteriu :
Deci Pnom = 5,5 [kW ].1.1.5.Alegem pralabil tipul motorului electric.
3
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
Tab. 1.1Tabelul 1.1 Caracteristica tehnică a motoarelor electrice alese
Nr.Modelul motorului
electric
Caracteristica tehnicăPuterea nominală,
[kW]Turaţia asincronă,
[rot/min-1]Turaţia nominală,
[rot/min-1]1 4AM112MB6Y3
5,51000 965
2 4AM100L4Y3 1500 1445
1.2 Determinarea şi distribuirea raportului de transmitere al MA.
1.2.1 Determinăm turatia arborelui OL- nol,[min-1]
nol=60 ∙ 103∙ vol
· Dol
unde: vol- este viteza OL, vol=1,6[m/s];
D- diametrul OL,D=320[mm];
nol=60⋅103⋅1,63 ,14⋅329
=95 , 54[min-1]
1.2.2 .Determinarea in prealabil a raportului de transmitere a mecanismului de actionare.
ima1=nnom .1
nol
=96595 ,54
=10. 1;
ima2=nnom .2
nol
=144595 ,54
=15 ,13.
1.2.3. Determinarea rapoartelor de transmitere ale treptelor MA:
ima=ired .⋅it .d . ,unde ired . , it .d . sunt rapoartele de transmitere ale reductorului şi, respectiv, ale transmisiei prin curea. În conformitate cu tabelul [ tab. 2.2 pag. 25] acceptăm ired .=2,5 . Deoarece valoarea it .d .2 este inclusă în limitele recomandate pentru cazul transmisiei prin curea, în corespundere cu tabelul 2.2 din [I] pagina 25, acceptăm prima varianta a motorului electric. Astfel, în final, alegem motorul electric 4AM13256Y3 cu puterea nominală Pnom .=5,5[kW] şi turaţia nominală nnom.=965 [min-1].
1.2.4 Determinăm raportul real de transmisie al MA- ireal :
4
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
unde :itd este raportul transmisiei deschise (transmisia prin curea) ;
ired raportul de transmitere pentru reductor.
În aşa fel acceptăm motorul electric de tipul :
4AM13256Y3(Pnom=5,5[ kW] ;nnom=965 [ tur/min]);
Distribuţia raportului de transmitere:
Reductorului ired= 2,5
Transmisia deschisă itd= 4,04
Mecanismul de acţionare ima= 10,1
1.3 Determinarea parametrilor cinematici şi de forţă ai MA.
Îi corespunde cu schema a MA pentru calculul cinematic vom avea următoarea
schemă de calcul:
Motor electric→ Tranmisie deschisă→Reductor→ Cuplaj→Organ de lucru
Tabelul 1.2 – Parametrii cinematici şi de forţă ai mecanismului de acţionare.
Parame
trul
Arbo
rele
Consecutivitatea legăturii elementelor
mecanismului de acţionare conform schemei cinematiceMotor electric→ Tranmisie deschisă→Reductor→ Cuplaj→Organ de lucru
me→ td →red→ c →ol
Puterea
P,[ kW]
me Pme=5,0kW
I P1=P2/ηc⋅ηrul=5,0⋅0 , 975⋅0 , 991=4 , 83
II P2=Pol /ηred⋅ηrul=4 ,03⋅0 ,95⋅0 , 99=3 ,79
ol Pol=P2∙ηa∙ηrulmenti¿4,57 ∙ 0,91 ∙ 0,991=4,12
Vit
eza
ung
hiul
ară
ω,
me
nnom=965ωnom=
π⋅nnom
30=3 , 14⋅965
30=101
I n1=nnom=965 ω1=101
IIn2=
n1
ired
=9652,5
=386
ω2=π⋅n2
30=¿ 3 ,14 ¿
3 ,12∗386 ¿30=40 ,40
5
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
Tur
aţ
ia n
s−1 ol nol=¿ n2/itd¿=386/4,04=95,54 wol=¿¿9,99
Momen
tul de
torsiune
T,
[N*m]
me T nom=Pme·103/wnom=5·103/101=49,5
IT 1=
P1⋅103
ω1
=4 ,83⋅103
101=47 ,82
II T
2=¿P2 ∙103
w2
=4,57 ∙103
40,40=113,12¿
olT ol=
Pol⋅103
ωol
=4 ,12⋅103
9 ,99=412,41
2. CALCULUL DE PROIECT AL ANGRENAJULUI CONIC.
2.1. Alegerea roţilor dinţate şi calculul tensiunilor admisibile.
2.1.1 Alegerea materialului roţilor dinţate, durităţii şi prelucrării termice.
Duritatea materialului ≤ 350 HB. Asigură prelucrarea de finisare după
tratamentul termic, o precizie înaltă şi un bun rodaj al roţilor din angrenaj.
Pentru rodajul uniform al dinţilor roţilor din angrenaj, duritatea pinionului HB,
se primeşte mai mare ca duritatea roţii dinţate.
De multe ori pentru mărirea capacităţii portante a transmiterii şi micşorarea
gabaritelor ei , diferenţa durităţii medii este HB1med−HB 2med≥70 ;
Conform cărţilor materialelor de specialitate ( „ Bazele proiectării maşinilor” I.
Bostan , „ Курсовое проектирование деталей машин ” Шейнблит, „Mecanica
Aplicată” Dulgheru ) trebuie de ales acelaşi material pentru marca pinionului şi a roţii
dinţate. Tip 40; 45; 40X .
Conform acestor recomandări alegem marca oţelului pentru fabricarea
pinionului şi roţii dinţate – oţel 45 , duritatea - ≤ 125 HB.
Diferenţa HB1med−HB 2med=20 . .. .. 50
Caracteristicile mecanice ale oţelului 45.
Duritatea 235...262 HB
Tratamentul termic – îmbunătăţire,
6
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
Dlim = ≤125[ mm]
Determinarea durităţii medii a dinţilor pinionului şi roţii dinţate :
Pinion HB1 med =(HBmin+HBmax)/2=(235+262)/2= 285,5
Roată HB2 med =248,5-35= 213,5
2.1.2. Determinarea tensiunilor admisibile de contact pentru pinion [σ ]H 1 şi roată[σ
]H 2 ,[ N/mm2
] ;
Pinion [σ ]H 1 = 1,8∙248,5+ 67 = 514,3 [N/mm]2
Roată [σ ]H 2= 1,8 ∙213,5+ 67 = 451,3 [N/mm2
]
2.1.3. Determinarea tensiunilor admisibile de încovoiere pentru pinion [σ ]F 1 şi
roată [σ ]F 2 [N/mm2
].
Pinion [σ ]F 1 = 1,03 ∙ HB1 med = 1,03 ∙248,3= 256,0 [N/mm2
]
Roată [σ ]F 2 = 1,03∙ HB2 med = 1,03∙ 213,5= 219,9[ N/mm2
] .
2.1.4 Prezentam un răspuns tabelar pentru acest punct :
Tabelul 2.1 –Caracteristicile mecanice al materialului transmisiei
Elementul
transmisie
i
Marca
oţelului
Slim (mm) Tratamentul
termic
HB1med [ σ ]H [ σ ]F
Dlim (mm) HB2 med [N/mm2
]
1. Pinion 45 ≤125 imbunatatire 248,5 514,3 256,0
2. Roată
dinţată
45 ≤125 imbunatatire 213,5 451,3 219,9
2.2 Dimensionarea angrenajului cu roţi dinţate conice.
2.2.1 Determinăm parametrul principal – diametrul de divizare exterior de 2 , mm:
de 2≥1653√ ired⋅T 2⋅103
ϑ H ÷¿[ σ ]H 22
⋅KHβ
;
unde ired - raportul de transmitere al reductorului , ired =2,5;
T 2 - momentul de torsiune pe arborele condus al reductorului, T 2=113 ,12 [Nm];
7
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
[ σ ]H2 - tensiunea admisibilă de contact a roţii dinţate ( cu dinte mai puţin
rezistent) , [ σ ]H2
=451 ,3[N/mm
2]
K Hβ - coeficientul distribuirii neuniforme a sarcinii pe lungimea coroanei
dintelui, acceptam K Hβ=1,0
ϑ H - coeficientul formei roţilor dinţate conice, acceptam ϑ H =1,0
de 2=1653√ 2,5⋅113 , 12⋅103
1,0⋅(451 , 3 )2⋅1,0=183 ,7
[mm]
2.2.2 Determinăm unghiurile conurilor de divizare a pinionului δ1 şi roţii :
δ2=arctgired=arctg2,5=68 , 19∘
;
δ1=90∘−δ2=90∘−68 ,19∘=21, 81∘
2.2.3 Determinăm lungimea exterioară a generatoarei conului de divizare Re , mm :
Re=de2
2 sin δ 2
=183 ,72⋅sin 68 , 19∘=99 ,29
[mm]
2.2.4 Determinăm lungimea coroanei danturate a pinionului şi roţii dinţate,b, mm:
b=ψR⋅Re=0 ,285⋅99 ,29=28 , 29 [mm]
unde ψ R− este coeficientul lăţimii coroanei danturate. ψ R=0 , 285
Conform şirului numerelor normale[*,tab.S1,anexa 2],acceptam b= 28
2.2.5 Determinăm modulul de angrenare exterior me , mm :
me≥14⋅T 2⋅103
ϑ H⋅de 2⋅b⋅[ σ ]F 2
⋅K Fβ ,
unde K Fβ− coeficientul distribuirii neuniforme a sarcinii pe lungimea coroanei
danturate , acceptam K Fβ=1 . 0
T 2 - momentul de torsiune pe arborele condus al reductorului,
T 2=113 ,12 [N∙m]
8
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
ϑ H - coeficientul formei roţilor dinţate conice . Pentru roţi dinţate conice cu
dantura dreaptă ϑ H =0,85
[ σ ]F 2- tensiunea admisibilă de încovoiere a roţii dinţate cu dinte mai puţin
rezistent , [ σ ]F 2=219,9[N/mm
2]
me≥14⋅113 ,12⋅103
0 , 85⋅183 ,7⋅28⋅219 ,9⋅1,0=1,64
[mm ]
Acceptam modulul me=2[mm]
2.2.6 Determinăm numărul de dinţi ai roţii dinţate z2 şi a pinionului, z1 :
z2=d e2
me
=183 , 72
=91 ,85 ;
z1=z2
ired
=91,852,5
=36 , 74;
Primim z1=36 dinţi şi z2 = 92 dinţi .
2.2.7 Determinăm raportul de transmitere real ireal şi verificarea abaterii Δi faţă de
raportul de transmitere ales iniţialired :
ireal=z2
z1
=9236
=2 ,55;
Δi=|ireal−ired|
ired
∗100 %≤4%;
Δi=|2, 55−2,55|
2,5∗100%=2 %;
2.2.8 Determinăm valorile reale ale unghiurilor conurilor de divizare a pinionului δ1
şi roţii :
δ2=arctgireal=arctg 2 ,55=68 , 58∘
δ1=90∘−δ2=90∘−68 ,58∘=21 , 42∘
2.2.9 Determinăm parametrii geometrici de bază ai transmisiei .
Tabelul 2.2 – Parametrii geometrici de bază ai angrenajului conic[mm].
Diametrul cercului Dantură dreaptă (mm)
De divizare:
pinion de1=me z1=2⋅36 , 74=73 ,48
9
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
roată de 2=me z2=2⋅91 , 85=183 , 7
Exterior :
pinion
roată
dae 1=de1+2me cosδ 1=73 , 48+2⋅2⋅cos21 , 42=77 , 20
dae 2=de2+2me cos δ2=183 , 7+2⋅2⋅cos68 ,58=185 ,7
Interior :
pinion
roată
d fel 1=de1−2,4 me cosδ1=73 , 48−2,4⋅2⋅cos 21,42=69 , 02
d fe 2=de2−2,4 me cosδ2=183 ,7−2,4⋅2⋅cos 68 ,58=181 ,95
Re=98,76
Determinăm diametrul cercului de divizare median al pinionului d1 şi roţii
danturate d2 , mm.
d1=0 , 857⋅de1=0 , 857⋅73 , 48=62 , 97 [mm]
d2=0 , 857⋅de2=0 , 857⋅183 , 7=157 , 43 [mm].
2.3 Calculu forţelor în angrenaj.
Figura 2.2 Forţele în angrenajul conic
Forţa tangenţială:
10
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
F t1=F t 2=2⋅T2⋅103
0 ,857⋅dm2
= 2⋅113 ,12⋅103
0 , 857⋅157 , 43=1676 , 87
[N]. Forţa radială:
pinion F r 1=F t⋅0 ,36⋅cos δ1=0 , 36⋅1676 ,87⋅cos21 ,42=561,97 [N];
roata F r 2=Fa 1=220 , 46[N].
Forţa axială: pinion
Fa1=F t⋅0 , 36⋅sin δ1=0 ,36⋅1676 ,87⋅sin 21 , 42=220 , 46
[N]; roata
Fa2=F r 1=561 , 97 [N].
2.4. Calculul de verificare a angrenajului.
2.4.1. Calculul de verificare a angrenajului la tensiuni de contact.
σ H 2=470⋅√ F t2⋅√ ired .2 +1,0
v H⋅de2⋅b⋅KHα⋅KHβ⋅K Hv≤[ σ ]H 2
,
unde: K Hα - coeficientul distribuirii sarcinii între dinţi, acceptăm K Hα=1,0
F t 2 - forţa tangenţială din angrenare; K Hv - coeficientul sarcinii dinamice, care depinde de viteza periferică a roţii.
Determinăm prealabil viteza eriferică a roţii dinţate:
v2=w2⋅d e2
2⋅103=40 ,40⋅183 ,7
2⋅103=3 ,71
[m/s]
Stabilim treapta a 9-a de precizie pentru angrenajul proiectat şi acceptăm K Hv=1,2 .
σ H 2=470⋅√1676 ,87⋅√2 ,552+1,01,0⋅183 ,7⋅28
⋅1,0⋅1,0⋅1 ,12=465 ,3[N/mm2].
11
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
Aşa cum σH2>[σ]H2 iar această suprasarcină nu depăşeşte 5%, putem trece la următoarea etapă a calculului da ver.ificare
2.4.2. Calculul de verificare a angrenajului la tensiuni de încovoiere.
σ F 2=Y F 2⋅
F t 2
vF⋅b⋅me
⋅K Fα⋅K Fβ⋅K Fv≤[ σ ]F 2;
σ F 1=σ F 2⋅Y F 1
Y F 2
≤[σ ]F 1,
unde: me[mm] - modulul exterior al angrenării;
K Fα - coeficientul distribuirii sarcinii între dinţi, acceptăm K Fα=1,0
K Fv - coeficientul sarcinii dinamice, acceptăm K Fv=1,1 ;
Y F 1 şi Y F 2 -coeficienţii de formă ai dinţilor pinionului şi roţii dinţate, care se determină în dependenţă de numărul echivalent de dinţi ai pinionului şi roţii dinţate:
zv 1=z1
cos δ1
=36 , 74cos 21 , 42
=39 , 50;
zv 2=z2
cos δ2
=91, 85cos68 , 58
=255 , 13.
Deci, acceptăm Y F 1=3 ,70 şi Y F 2=3 , 63 .
σ F 2=3 ,63⋅1676 ,870 , 85⋅28⋅2
⋅1,0⋅1,0⋅1,1=140 ,66[N/mm2];
σ F 1=140 , 66⋅3 , 703 , 63
=143 ,37[N/mm2].
Tabelul 2.3-Rezultatele calculului de dimensionare a angrenajului cu roţi dinţate conice
Calculul de dimensionare al angrenajului
Parametru Valoarea Parametru Valoare
Lungimea exterioară a
generatoarei conului de
divizare Re , mm
98,76
Diametrul cercului de divizare:
Pinion de1
Roată de 2
73,48
183,7
Modulul me , mm
2
Diametrul cercului exterior:
Pinion dae 1
Roată dae 2
77,20
185,16
12
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
Lăţimea coroanei danturate
b , mm
28
Diametrul cercului interior :
Pinion d fe 1
Roată d fe2
69,02
191,85
Forma dintelui Dreaptă
Diametrul cercului median :
Pinion d1
Roată d2
62,97
157,43
Numărul de dinţi:
pinion z1
roată z2
36
92
Unghiul conului de
divizare:
pinion δ1
roată δ2
21,42∘
68,58∘
3 Calculul arborilor reductorului.
3.1. Calculul de predimensionare al arborilor
Din condiţia de rezstenţă la răsucire şi în conformitate cu recomandările [*,pag 55]
determinăm prelabil diametrele minime ale arborilor:
Tabelul 3.1-Determinarea prelabilă a dimetrilor arborilor,[mm].
Arbore-melc Arborele roţii melcate
d1 p=3√ T 1 ∙ 103
0,2∙ [τ ]=
3√ 47,82∙ 103
0,2∙ 17=24,14 [mm ]
[acceptămd1 p=25[mm]
d2 p=3√ T 2 ∙ 103
0,2∙ [ τ ]=
3√ 113,12 ∙ 103
0,2∙ 23=29,07
[mm] acceptămd1 a=30[mm].unde T1 şi T2, [N/mm2] sunt momentele de torsiune pe arbori [vezi tab. 1.2]; [τ]k=12...20 [N/mm2]- tensiunea admisibilă la răsucire [*, pag. 55].
13
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
3.2 Calculul de dimensionare.
3.2.1 Alegerea prealabilă a rulmenţilor.
Alegerea celui mai raţional tip de rulment, pentru condiţiile date de muncă al reductorului, este complicat şi depinde de un şir de factori : puterea transmisă de reductor, tipul transmisiei, coraportul forţelor din angrenaj, turaţia inelului interior al rulmentului, durata necesară de funcţionare, schema de amplasare etc. Conform tabelului 17.16 din [I] pagina 267 alegem rulmenţi radiali-axiali cu role conice.
Tabelul 3.2 –Alegerea prealabila a rulmenţilor
3.2.2. Elaborarea schiţei de dimensionare a reductorului conic
Schiţa reductorului, elaborată prealabil (fig.3.1 şi fig.3.2), stabileşte poziţia
reciprocă a pinionului şi roţii dinţate. De asemenea se determină distanţele l1 , l2 ,lc , ltd ,
lp , şi la , necesare pe viitor la calculul arborilor şi calculul de verificare a rulmenţilor .Schiţa reductorului se execută în corespundere cu schema cinematică a
reductorului din sarcina tehnică. Pentru determinarea pozoţiilor de aplicare a reacţiunilor în reazeme, prealabil calculăm distanţa de la partea frontală a rulmentului pînă la punctul de aplicare a reacţiunilor α, [mm]:
14
SimbolizareaDimensiunile, [mm]
Capacitate portantă, [kN]
d D B T e C r α
7205A 25 52 15 16,5 0,36 13 15%
7206A 30 62 16 17,5 0,36 14 15%
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
a=0,5⋅(T + d+D3
⋅e),
unde valorile pentru d, D, T [mm] şi e sunt prezentate în tab. 3.2.
a p=0,5⋅(16 , 5+25+523
⋅0 ,36)=12, 87≈13[mm];
aa=0,5⋅(17 ,5+30+623
⋅0 ,36)≈14[mm].
15
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
.
Figura 3.1 Schiţa reductorului, vederea principală.
16
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
Figura 3.2 Schiţa reductorului, vederea frontală
17
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
3.2.3. Calculul de dimensionare a arborelui- pinion
Date iniţiale: d1= 62,97[mm] –diametrul cercului median
Ft= 1677 [N]; Fr=562[N]; Fa=220 [N]; -forţele angrenajului ;
l1p=20 [mm]; l2p=60 [mm]-distanţele de aplicare areacţiunilor în reazăme
Figura 3.3 Chema de calcul a arborelui pinion.
3.2. 3.1 Determinăm forţele de reacţiune în reazămele A şi B (fig 3.3)
Planul vertical ( YOZ )
∑ M A=0 ;
18
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
−RBY⋅l2p+Fr1⋅l1
p−Fa 1⋅
d1
2=0
Rβν=Fr1⋅lp−Fa1⋅
d1
2l2
p
=562⋅20−220⋅62 ,97
260
=71 ,88[ N ]
∑ M Bν=0
−RAν⋅l2p+F r⋅(l1 p+l2 p )−Fa
d1
2=0
RAν=F r⋅(l1 p+l2 p )−Fa⋅
d1
2l2 p
=562⋅(20+60 )−220⋅62, 97
260
=633 , 88 [ N ]
Verificare :
∑ Fν=0−F r−RAν−Rβν=0
−562+633 , 88−71, 88=0
Planul orizontal (XOZ).
∑ M A=0
19
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
−RBο⋅l2 p+F t⋅l1 p=0
RBο=F t⋅l1 P
l2 p
=1677⋅2060
=559 [ N ]
∑ MBν=0RAX⋅lp−F t⋅l1=0
−RAν⋅l2 p+Fr (i1 p+l2 p )−Fa⋅d1
2=0
RΑν=Fr⋅( l1 p+l2 p )−F
a⋅¿⋅d1
2
l2 p
=1677⋅(20+60 )60
=2236[ N ]
¿
Verificare :
F t−RAo+RBo=0⇔1677−2236+559=0
Determinarea reacţiunilor sumare.
RA=√R Ao2 +RAν
2 =√(2236 )2+(633 , 88 )2=2381 , 05[ N ]
RB=√RBo2 +RBν
2 =√ (559 )2+ (71, 88 )2=400 , 9[ N ]
20
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
3.2.3 .2 Construirea diametrelor momentelor încovoietoare (fig.3.3), [Nm]
Planul vertical (YOZ).
Sectorul I
∑ M ( X )=0
0≥Z1≥l1 p
Qv =Fr=562 [N]
ΣMîv=0=Fr∙Z1-Fa∙d1/2-Mv=0
PentruZ1=0,→
Pentru Z1=0,
Mv(0)=Fr∙0-Fa∙d1/2=-220∙ 62,97 ·10−3
2=¿-6,9[Nm]
Pentru Z1=0 ,
Mv(0)= FV *0-Fa *d1/2=-292*69.57/2=-10.16[Nm].
Pentru Z1=l1p, → Mv(l1p)= Fr∙ l1p- Fa
∙d1/2=526∙0,02-220∙62,97 ·10−3
2=4,34[Nm].
Sectorul II
21
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
l1p>ZII>( l1p+ l2p)Qv =Rav-Fr=633,88-562=71,88[N]
Pentru ZII=l1p,→
Mv( l1p)= Fr∙ ZII- Fa ∙d1/2- Rav( l1p- l1p)=562∙0,02-220∙ 62,97 ·10−3
2−633,88∙
0=4,34[Nm].
Pentru ZII=(l1p+ l2p) →Mv( l1p+ l2p)= Fr∙(l1p+ l2p) - Fa ∙d1/2- Rav∙l2p=562∙0,08-
220∙0,031485+633,88∙0,06=0
Planul orizontal (XOZ) .
Sectorul I
0≥Z I≥l1 p
Q0=Ft=1677[N]
Pentru ZI=0 →M0(0) =Ft∙0 =0; Pentru Z1=l1p, → M0 ( l1p)= Ft∙ l1p=1677∙0,02=33,54[Nm]
22
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
Sectorul II
l1p>ZII>( l1p+ l2p)Q0=RAO- Ft=2236-1677=559[N]
Pentru ZII=l1p,→ M0 ( l1p)= Ft∙ l1p+ RAO( l1p- l1p)=1677∙0,02+0=33,54[Nm] Pentru ZII=( l1p+ l2p) → M0( l1p+ l2p)= )= Ft∙ ( l1p+ l2p)- RAO∙ l2p=1677∙0,08- 2236∙0,06=0
3.2.3.3 Determinăm momentul de încovoiere rezultant (fig .3.3) în secţiunile caracteristce ale arborelui (1...3) Mrez , [Nm]în conformitate cu relaţia:
Mrez=√ M 02+M V
2,
Mrez1=√ M 012+M V 1
2=√6,92+02=6,9 [Nm];
Mrez2=√ M 022+M V 2
2=√33,542+4,342=33,82 [Nm];
Mrez3=√ M 032+M V 1
2=√02+02=0 [Nm]; 3.2.3. 4 Construim diagrama momentului de torsiune pentr arborele-pinion,care
egal cu T1=47,82 [Nm].
3.2.3.5. Determinăm şi contruim diagrama momentelor echivalente de încovoiere.
Mech1=√ M rez12+¿¿=√6,92+1286,12❑=35,96[Nm]
Mech2=√ M rez22+¿¿=√33,822+1286,12❑=49,29[Nm]
Mech3=√ M rez32+¿¿=√0+1286,12=35,86 [Nm]
23
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
3.2.3.6 Verificăm diametrul arborelui- pinion în secţiunea cea mai solicitată.
Conform momentului echivalent de încovoiere maxim, precizăm valoarea
diametrului în secţiunea critică a arborelui din condiţia de rez istenţă la încovoiere :
d
3√ M e⋅103
0.1⋅[ σ ]i,[ mm ]
unde:[σ]i -este tensiunea admisibila la incovoiere. In conformitate cu ciclul de
functionare pulsator , acceptam [σ]i =95,0[N/mm2]; [ *, tab. S2, anexa 2]
Mech-este momentul echivalent de incovoiere in sectiunea cea mai solicitata ,
care corespunde valorii maxime Mech2=10,7[Nm]
Deci, pentru sectiunea 2 (valoarea diametrului determinate prealabila pentru
acest sector corespunde d1p=25[mm], [tab.3.1, pag.13]) vom avea
d1p
3√ M ech2
0,1⋅[ σ ]i =
3√10,7⋅103
0,1⋅95 , 0=17 , 31[ mm ]
Aceptăm : d1p= 25 [mm]
24
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
25
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
3.2.4 Calculul de dimensionare a arborelui condus
Date iniţiale:d2=157,43 [mm]-diametrul cercului median
Ft=1677 [N]; Fr=562 [N]; Fa=220 [N]-foţele în angrenaj;
l1a=25,0 [mm]; l2a=89,0 [mm]-distanţele de aplicare a reacţiunilor în reazăme.
Figura 3.4 –Schema de calcul a arborelui condus.
3.2.4.1 Determinarea foţelor de reacţiune în reazeme .(fig.3.1)
Planul vertical (YOZ) .
∑ M Cν=0 ;
−RBν⋅(l1 a+l2 a)−Fr⋅l1 a+Fa⋅d2
2=0
RBν=Fa⋅
d2
2−F r⋅l1 a
l1 p+l2 p
=220⋅157 ,43
2−562⋅25
25+89=28 , 66[ N ]
26
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
∑ M Dν=0
−RCν⋅(l1 a+l2 a)+F r⋅l2 a+Fa⋅d2
2=0
RCν=F r⋅l2a+Fa⋅
d2
2l1a+l2 a
=562⋅89+220⋅157 , 432
¿25+89 . ¿¿
=590 , 66[ N ] ¿
Verificarea - ∑ Fν=0⇒RCν−FR−RDν=0⇔590 ,66−562−28 ,66=0
Planul orizontal(XOZ) .
∑ M C 0=0 ;
−RD 0⋅(l1 a+l2 a)+FT⋅l1 a=0⇔RD0=F t⋅l1a
l1 a+l2 a
=1677⋅2525+89
=367 ,8[ N ]
∑ M D0=0⇔
RC 0⋅(l1 a+l2 a)−F t⋅l2 a=0⇔RC 0=F t⋅l1a
l1 a+ l2a
=1677⋅8925+89
=1309 , 2[ N ]
Verificarea - ∑ F0=0⇒RC 0−F t+RD 0=1309 ,2−1677+367 , 8=0
Rezultatele reacţiunilor vor fi:
27
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
RCo=√RCo2 +RCν
2 =√1309 ,22+590 ,662=61 ,64 [ N ]
RDo=√RDo2 +RDo
2 =√367 ,82+28 ,662=28 ,16[ N ]
3.2.4 .2 Construirea diametrelor
momentelor încovoietoare (fig.3.4.), [Nm].
Planul vertical (YOZ).
Sectorul I
0≥Z≥l1 a
Qv =RCv=590,66 [N]
ΣMîv=0=-RCv∙Z1+Mv=0
Pentru Z1=0 , Mv(0)= RCv∙0=0;
Pentru Z1=l1a, Mv(l1a)=
RCv∙l1a=590,66∙0,025=14,77 [Nm].
Sectorul II l1a>ZI>( l1a+ l2a) Qv =RCv-Fr=590,66-562=28,66 [N].
ΣMîv=0=-RCv∙Z1I+Fr(ZII-l1a)+Fa∙d1/2-Mv=0
Pentru ZII=l1a,→
Mv( l1a)= -RCv ∙l1a+ Fr ( l1a- l1a)+ Fa ∙d2/2=-590,66∙0,025+0+220∙0,15743
2 =-o,14[Nm].
28
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
Pentru ZII=(l1a+ l2a) →Mv( l1a+ l2a)= -RCv ∙(l1a+ l2a) + Fr ∙ l2a +Fa
∙d2/2=-590,66∙0,114+562∙0,089+220
∙0,15743
2
=0[Nm].
Planul vertical (XOZ).
Sectorul I
0≥Z I≥l1a
Q0=RCo=1309,2 [N] Pentru ZI=0 →M0(0) = RCo ∙0 =0
Pentru Z1=l1a, →M0 ( l1a)= RCo∙l1a=1309,2∙0,025=32,73[Nm].
Sectorul II
l1a>ZI>( l1a+ l2a) Qo =RCo-Ft=1309,2-1677=-367,8 [N].
ΣMîo=0=RCo∙Z1I-Ft(ZII-l1a)-Mo=0
Pentru ZII=l1a,→ Mo( l1a)= RCo ∙ l1a - Fr ( l1a- l1a)=309,2∙0,025=32,73[Nm].
Pentru ZII=(l1a+ l2a) → Mo( l1a+ l2a)= RCo ∙(l1a+ l2a) – Ft ∙ l2a =1309,2∙(0,025+0,089)-1677∙0,089=0
29
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
3.2.4.3 Determinăm momentul de încovoiere rezultant (fig .3.5) în secţiunile caracteristce ale arborelui (1...3) Mrez ,în conformitate cu relaţia:
Mrez=√ M 02+M V
2,
Mrez1=M rez 3=√ M 012+M V 1
2=√ M o 32 +¿ M v 3
2 =¿¿0 [Nm]
Mrez2=√ M 022+M V 2
2=√32,732+−0,142=32,73 [Nm]
Mrez2=√ M 022+M v 2I
2=√32,732+14,772=35,91[Nm]
3.2.4. 4 Construim diagrama momentului de torsiune pentr arborele-pinion,care egal cu T2=113,12 [Nm].
3.2.4.5. Determinăm şi contruim diagrama momentelor echivalente de încovoiere (fig.3.5) in sectiunile caracteristice (1...3)Mech.,[Nm]din relatia:
Mech1=√ M rez12+¿¿=√02+(0,75∙113,12)2=84,84 [Nm]
Mech2=√ M rez22+¿¿=√8,072+(0,75 ∙113,12)2=85,22 [Nm]
Mech2=√ M rez22+¿¿=√9,72+(0,75 ∙113,12)2=85,39 [Nm]
Mech3=√0❑2+¿¿=84,84 [Nm]
3.3.5 Verificăm diametrul arborelui în secţiunea cea mai solicitată.
Conform momentului echivalent de încovoiere maxim, precizăm valoarea
diametrului în secţiunea critică a arborelui din condiţia de rez istenţă la încovoiere :
d
3√ M e⋅103
0.1⋅[ σ ]i
unde [σ ]I este tensiunea dmisibilă la încovoiere .În conformitate cu ciclul de
funcţionare pulsator , acceptăm [σ ]=75 [N/mm2]; d1a=55[mm] şi vom avea:
d1 aI ≥
3√ M ech 2I
0,1∙ [σ ]i=¿ 3√ 85,39 ∙103
0.1∙ 70=¿20,79¿¿ [mm]
30
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
Condiţia se respectă.În acelaşi timp în comformitate cu recomadările date diametrul
arborelui pinion d1a[mm] trebuie mărit cu cca.10%
Astfel acceptăm d2a=25[mm]
31
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
32
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
4. CALCULUL RULMENŢILOR
4.1. Determinarea duratei de funcţionare necesare peru MA.
Pentru determinarea duratei de funcţionare necesare Lh, [ ore] este nevoie de durata
funcţionare L, , [ ani] a mecenismului de acţionare preyentă în sarcina
tehnică.Astfel ,durata de funcţionare calculată în ore Lh, [ ore]:
Lh=L∙365∙24∙Кz∙ Кh= 10∙365∙24∙0,7∙0,66=40471,2[ ore]:
unde: L=10[ ani] [Sarcina tehnica];
Кz=0.7 - coefcientul zilelor lucratoare; [*,pag.81]
Кh=0,66 - coefcientul orelor lucratoare; [*,pag.81]
4.2 Determinarea capcităţii dinamice portante necesare a rulmenţilor
4.2.1 Capacitatea portantă dinamică necesară pentru rulmenţii arborelui pinion:
C re=REp3. 3√573⋅ω1⋅
Lh
106 , [N]
Rep[N] este sarcina dinamică echivalentă a arborelui pinion
ω1=101 s−1
Ra 1
V ∙ Rr 1
≠ e ↔711,46
1.0 ∙2381,05=0,29<e=0,36
Ra 2
V ∙ Rr 2
≠ e ↔931,46
1.0 ∙ 400,9=2,32>e=0,36
33
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
unde m – indicatorul de putere , m = 3.3
Re− sarcina dinamică echivalentă
REp2=( X⋅V⋅Rr 2+Y⋅Fa2 )⋅K s⋅K t , [N]
unde X – coeficientul sarcinii radiale , X = 0.45 ,
V – coeficientul turaţiei , acceptăm V = 1
RB− reacţiunea sumară maximă a rulmenţilor arborelui
K s− coeficientul de siguranţă K s=1,2
K t− coeficientul de temperatură , acceptăm K t=1
Y – coeficientul sarcinii axiale , acceptăm Y 1=1. 67
Fa1=220 [N]-forţa axială în angrenaj,
REp1=0 . 45⋅1 .0⋅2381 , 05⋅1,2⋅1 .0=1285 , 77[ N ]
REp
2=(0 , 45⋅1,0⋅400 ,9+1 ,67⋅931 ,46 )⋅1,2⋅1,0=2083 ,13 [ N ]
Rs1=0 , 83⋅e⋅R r=0 , 83⋅0 ,36⋅2381 ,05=711 ,46 [ N ]
C re=2083 , 13 . 3√573⋅101⋅40471 , 2106
=21868 , 27 [ N ]
4.2.2 Capacitatea portantă dinamică necesară pentru rulmenţii arborelui condus:
C re=REa3√573⋅ω2⋅
Lh
106 , [N]
unde REa− sarcina dinamică echivalentă
Re2=( X⋅V⋅RD+Y⋅Ra 2)⋅K s⋅K t , [N]
unde X – coeficientul sarcinii radiale , X = 0,45
34
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
V – coeficientul turaţiei , acceptăm V = 1
RD− reacţiunea sumară maximă a rulmenţilor arborelui
RD=28 , 16 N
K s− coeficientul de siguranţă K s=1,1
K t− coeficientul de temperatură , acceptăm K t=1
Re2=(0 , 45⋅1⋅3411 ,70+1 , 67⋅2270 ,9 )⋅1,2⋅1=6393 ,20 [N]
4.3 Alegerea finală a rulmenţilor
În conformitate cu diametrele sub rulmenţi şi capacităţile portante determinate
anterior, alegem următorii rulmenţi pentru arborii reductorului conic
Tabelul 3.2- Alegerea finală a rulmenţilor
Simbolizarea
GOST(831-75)
Dimensiunile, [mm] Capacitatea portantă, kN
d D T B r e Y Cor
7204 A 20 47 15,5 14 1 0,36 1,67 16,6
7205 A 25 52 16,5 15 1 0,36 1,67 21
5. Proiectarea constructivă a roţii dinţate conice
35
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
Figura 5.1 –Construcţia roţii dinţate cilindrice obţinută prin ştanţare.
Tabelul 5.1 - Determinarea parametrilor constructivi ai roţii dinţate conice
Elementul
roţii
Parametrul Relatia de Calcul
Coroana
danturată
Diametrul
cercului
exterior
dae 2=185 ,16[mm]
Lăţimea b0=0,6⋅b=0,6⋅28=16 ,8 [mm]
Grosimea S=2,5⋅mte+2 mm=2,5⋅2+2=7 [mm]
S0≥1,2⋅mte=1,2⋅2=2,4 [mm] . Conform şirului numerelor
normale , conform Ra 10 primim S=8[mm] ; S0=3 [mm ]
Butucul
Diametrul
interior
d1 a=30mm
Diametrul
exterior
dbut=1 ,55⋅d1 a=1, 55⋅30=46 ,5 mm , conform şirului
numerelor normale primim dbut=46 mm
Latimea lbut=(1,2 .. . 1,5)⋅d3=(1,2. .. 1,5 )⋅30=45mm
conform şirului numerelor normale lbut=45 mm
Disc
Grosimea C=( 0,3. . .0,4 )⋅b=0,3⋅28=8,4mm,conform şirului
numerelor normale , conform Ra primim C=8mm
Raze de
rotungire
R≥5 mm , acceptăm R= mm
36
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
6. CALCULUL ASAMBLĂRILOR PRIN PENE
Pentru transmiterea momentului de torsiune în reductorul cu rpţi dinţate cilindrice avem nevoie de trei asamblări pe arborele condus sub roata dinţată şi sub un element al transmisiei deschise şi o asamblare pe arborele conducător – sub semicuplaj sau un element al transmisiei deschise .
6.1 Calculul asamblării prin pană pentru arborele – pinion
Date iniţiale :
d 4 p =12 [mm]şi l4 p =25[mm]– diametrul şi lungimea treptei arborelui pe care este
instalată pana.
În dependenţă de diametrul d1 ,[mm] , stabilim dimensiunile secţiunii
transversale ale penei :
b = 5,0 [mm] ; h = 5,0 [mm] ; t1 = 3,0[mm] ; t2= 2,3[mm] .
Lungimea penei L , mm se stabileşte în dependenţă de lungimea treptei arborelui
pe care este instalată pana - l1 , [mm] :
F t =1676,87 [N] – este forţa tangenţială în angrenaj .
37
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
Figura 6.1 – Asamblarea prin pană pe arbore condus
Primim conform şirului de lungimi ale penei standardizat –l=14 mm.
Alegem preventiv următoarea pană :
Pană 5x5x14 GOST 23360 – 78
Calculul de verificare a penei
Penele prismatice , utilizate la proiectarea reductoarelor sunt verificate la
forfecare . Condiţia de rezistenţă la strivire :
σ s=F t
A s
≤ [σ ]s ;
unde A s− suprafaţa de forfecare , [mm2
]
As=(0 ,94⋅h−t1 )⋅lef =(0 ,94⋅5−3)⋅9=15 ,3 mm2.
38
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
lef – lungimea de lucru a penei cu suprafeţe frontale rotunjite , mm
lef = l – b =14-5=9[ mm]
[ σ ]s− tensiunea admisibilă la forfecare , N /mm2. Pentru bucşă de oţel şi
sarcini liniştite [ σ ]s=110 .. .. .. . .. .190 [ N /mm2 ] [*,pag.88]
σ s=F t
As
=1676 ,8715 ,3
=110 ,0N
mm2¿¿
Deoarece tensiunea de forfecare este în limita admisibilă , definitiv primim
următoarea pană :
Pană 5x5x14 GOST 23360 – 78
6.2 Calculul asamblării prin pană pentru arborele condus
Date iniţiale :
d1 a=35 [mm] şi lbut =45 [mm] – diametrul şi lungimea treptei arborelui sub butucul
elementului transmisiei deschise; [fig. b. 3.6]
d3 a =22 [mm] şi l3 a=42 [mm] – diametrul interior şi lungimea butucului roţii
dinţate; [tab.5.1]
F t =1676,87[N] – este forţa tangenţială în angrenaj .
6.2.1Predimensionarea penei
În dependenţă de diametrul d1 şi d3 , mm , stabilim dimensiunile secţiunii
transversale ale penelor : d1a=35[mm] ; d3a=22[mm] ;
Secţiunea A-A b1=10 [mm] ; h1=8 [mm] ; t1=5 [mm] ; t2=3,3[mm] .
Secţiunea B-B b2=8 [mm] ; h2=7 [mm]; t1 =4[mm] ; t2 =3,3 [mm] .
Lungimea penei L′ şi L2
, mm se stabilesc în dependenţă de lungimea treptei
arborelui sub butucul elementului transmisiei deschise - l1 , mm şi lăţimea butucului
roţii dinţate lbut , mm şi :
l1=lbut−(5 .. .10 )=45−8=37 [mm ]
l3=l3 a
-(5...10)=42-9=33 mm
39
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
Acceptam conform şirului de lungimi ale penei standardizat – l1=36[mm]
l3=32 mm
Alegem preventiv următoarele pene :
Secţiunea B-B Pană 8x7x32 GOST 23360 – 78
Sectiunea A-A Pana 10 x8 x36 GOST 23360-78
6.2.2 Calculul de verificare a penei
Penele prismatice , utilizate la proiectarea reductoarelor sunt verificate la
forfecare . Condiţia de rezistenţă la forfecare :
σ fr=F t
A fr
≤[ σ ]fr
unde A s− suprafaţa de forfecare , mm2
.
Secţiunea A-A As=(0 ,94⋅h−t1 )⋅lef =(0 ,94⋅8−5)⋅26=65 , 5[ mm2 ]
Secţiunea B-B As=(0 ,94⋅h−t1 )⋅lef =(0 ,94⋅7−4 )⋅24=67 [ mm2 ]
l – lungimea de lucru a penei cu suprafeţe frontale rotunjite , mm
Secţiunea A-A lef = l1 – b =36-10=26[mm]
Secţiunea B-B lef = l3 – b =32-8=24[mm]
[ σ ]fr− tensiunea admisibilă la forfecare , [ N /mm2 ]. Pentru bucşă de oţel şi
sarcini liniştite [ σ ]fr=110.. . 190 N /mm2
σ s=F t
As
=1676 ,8765 ,5
=25 ,6N
mm2
σ s=F t
As
=1676 ,8767
=25N
mm2
40
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
MA 063393 05 09 MC Coala
Deoarece tensiunile de strivire pentru ambele sectiuni se afla în limite admisibile,
acceptăm următoarele pene:
Secţiunea A-A Pană 10x8x36 GOST 23360 – 78
Secţiunea B-B Pană 8x7x32 GOST 23360 – 78
BIBLIOGRAFIE :
1) „ Bazele proiectării maşinilor” I. Bostan ,
2) „ Курсовое проектирование деталей машин ” Шейнблит,
3) ‚‚Mecanica aplicată ’’ V. Dulgheru ; Ion Bondariuc ,Rodion Ciupercă, Ion
Dicusar,
41
top related