Download - Memoriu de calcul

1

Mod.Coala Nr. Docum. Semn. Data

Elaborat

Verificat

` Litera Coala Coli

34

BPM 113035 09.09 MC

Mecsnism de actionare a conveierului suspendat

U.T.M F.I.M.C.Mgr. TCM-121

Aprobat

Contr.nor

.

CUPRINS

INTRODUCERE.........................................................................................................21 ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC ŞI CALCULUL CINEMATIC AL MECANISMULUI DE ACŢIUNE(MA).....................................................................4

1.1 ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC ........................................................................51.2 DETERMINAREA ŞI DISTRIBUIREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE AL M.A ..............61.3 DETERMINAREA PARAMETRILOR CINEMATICI ŞI DE FORŢĂ AI ARBORELUI MA.....7

2 CALCULUL DE PROIECT AL ANGRENAJULUI REDUCTORULUI CONIC......................................................................................................................7

2.1 ALEGEREA MATERIALULUI ANGRENAJULUI ŞI DETERMINAREA TENSIUNILOR ADMISIBILE....................................................................................................................10 2.2 DIMENSIONAREA ANGRENAJULUI CU ROŢI DINŢATE CONICE ................................102.3 CALCULUL FORŢELOR ÎN ANGRENAJ...................................................................12 2.4 CALCULUL DE VERIFICARE AL ANGRENAJULUI....................................................12

3 CALCULUL TRANSMISIEI DESCHISE3.1 CALCULUL DE DIMENSIONARE....................................................................................153.2 CALCULUL DE VERIFICARE..........................................................................................17 4 CALCULUL ARBORILOR..............................................................................................18

4.1 PROIECTARE CONSTRUCTIVA PREALABILA A ARBORILOR.....................................214.2 CALCULUL DE DIMENSIONARE..........................................................................274.3 PROIECTAREA CONSTRUCTIVA AL ARBORILOR DUPA CALCULUL DE REZISTENTA

4.4 ALEGEREA RULMENTILOR DUPA CALCULUL DE REZISTENTA................................335 CALCULUL RULMENŢILOR .................................................................... ............355.1 DETERMINAREA DURATEI DE FUNCŢIONARE NECESARE PENTRU MA.......375.2 DETERMINAREA CAPACITAŢII DINAMICE PORTANTE NECESARE RULMENTILOR

ARBORELUI-PINION.....................................................................................................375.3 DETERMINAREA CAPACITAŢII DINAMICE PORTANTE NECESARE RULMENTILOR

ARBORELUI-CONDUS..................................................................................................385.4 ALEGEREA FINALĂ A RULMENŢILOR......................................................................38

6 PROIECTAREA CONSTRUCTIVĂ A ROŢII DINŢATE CONICE.......................396.1 PROIECTAREA ROTII DINTATE CONICE.................................................................396.2 PROIECTAREA ROTII DE LANT CONDUSE.............................................................40

7 CALCULUL ANSAMBLĂRILOR PRIN PANĂ.......................................................41 7.1 CALCULUL ANSAMBLĂRII PRIN PANA PENTRU ARBORELE PINION...........................................................................................................................417.2 CALCULUL ANSAMBLĂRII PRIN PANĂ PENTRU ARBORELE CONDUS.........................................................................................................................42

B I B L I O G R A F I E . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4 4

Coala

Mod Coala N. Document Semnat Data

BPM 000000 09.09 MCCoala

Introducere

Elaborarea acestui proiect contribuie la consolidarea materiei teoretice a bazelor proiectării maşinilor, conceperea mai profunda a procesului de calcul—proiectare –executare a organelor de maşini si acumularea cunostintelor necesare pentru elaborarea proiectelor de curs la disciplinele de specialitate si a celui de diploma. Pentru funcţionarea normala a maşinii este necesar de asigurat un regim stabil de temperatura, deoarece degajarea abundenta de căldura si evacuarea proasta a caldurii pot provoca defecte. Caldura degajata inrautateste calitatea lubrifiantilor, fapt ce provoaca uzura. Se numeste reductor , mecanismul format din transmisii dintate sau melcate si serveste pentru transmiterea relatiei de la arborele motorului la arborele motorului la arborele masinii de lucru. Reductorul este un mecanism care viteza unghiulara si mareste momentul de rotaţie in mecanismele cu acţiune de la motorul electric la masina de lucru. Reductorul are menirea de a micsora viteza si corespunzator de a mari momentul relatiei a arborelui in cu cel condus. Reductoarele se clasifica dupa:

Tipul transmisiei; Dintate; Melcate;

Numarul de drepte (cu o treapta, cu doua trepte, etc); Tipul rotilor dintate(cilindrice, conice, cilindro-conice); Asezarea arborilor reductorului in spatiu(orizontal, vertical).

Angrenajele conice se refera la tipurile de angrenaje cu axe concurente.Dezavantajele:

a) Existenta unor forte de apasare in medie zece ori mai mare decit forta tangentiala utila, ceea ce incarca mult arborii si lagarele transmisiei.

b) Imposibilitatea asigurarii unui raport de transmisie riguros constant, din cauza alunecarilor elastice.

c) Uzarea rotilor de frictiune randamentele mai scazute, executarea mai complicata in legatura cu forma conica a rotii este mai dificila. In legatura cu aparitia fortelor axiale este nevooie de o fixare mai complexa a arborelui.

Funcţionarea oricarui reductor este insotita de uzura, care este un proces de modificare treptata a dimensiunilor si a formei pieselor la frecare. Uzura poate avea loc, cind intre suprafeţele de contact nimeresc particole dure, care deteriorează metalul. Reductorul pe larg se intrebuinteaza in diferite ramuri ale industriei constructoare de maşini, de aceea exista si mai multe tipuri de maşini. Pentru a micşora dimensiunile organelor de maşini, in industria constructoare de maşini se intrebuinteaza motoarele – reductoarele ce constau dintr-un agregat in care sunt unite motorul si reductorul.

2

Coala



1. Alegerea motorului electric şi calculul cinematic al mecanismului de aţionareAlegerea motorului electric

1.1.1. Determinăm puterea necesară organului de lucru din cadrul maşinii proiectate Pol , [kW]

Unde:Ft - Forţa de tracţiune a organului de lucru, Ft =3.2 [kN];vol - Viteza tamburului, vol=1.1 [m/s];

1.1.2. Determinăm randamentul orientativ al mecanismului de acţionare:

unde : ηcil este randamentul angrenajului reductorului (reductor cu roţi dinţate cilindrice), acceptăm ηred=0,94;

ηc – randamentul cuplajului , acceptăm ηTD=00.98; ηrul – randamentul unei perechi de rulmenţi, acceptăm ηrul=0,99; ηcurea – randamentul transmisiei prin curea trapezoidala , acceptăm ηcup=0,0.96.

Determinăm puterea necesară pe arborele motorului electric

%

Determinăm puterea nominală a ME – Pnom[kW]:În conformitate cu recomandările [1, pag.13] şi în corespundere cu [1, tab. S3, anexa 2]:

Deoarece suprasarcina depaseste 10% am ales Me cu Pnom =4[kW];

Alegerea prealabilă al tipului motorului electric Deoarece pentru Pnom =4[kW] îi corespunde mai multe tipuri de motoare electrice cu numărul diferit de turaţii, în conformitate cu recomandările date de proiectare alegem prealabil următoarele două tipuri de motoare electrice

Tabelul 1.1 – Caracteristica tehnică pentru două variante de ME alese prealabil

Var Modelele Caracteristicile tehnice

Putere nomin.Pnom (KW)

Turaţia asincronăNme (min-1)

Turaţia nominalănnom (min-1)

1 4AM112MB6Y3 4 1000 950

2 4AM100L4Y3 4 1500 1430

1.2. Determinarea şi distribuirea raportului total de transmitere a mecanismului MA1.2.1. Determinăm turaţia arborelui organului de lucru

3

Coala



unde: vol – viteza OL, Dol– diametrul tamburului;

1.2.2. Determinăm raportele de transmitere ale MA pentru ambele variante de ME, ima1 şi ima2:

1.2.3. Determinarea rapoartelor de transmisie ale treptelor mecanismului de acţionare

Deoarece corespunde rapoartelor recomandate bconform tab.2.2 de gabarit a transmisiei deschise sa fie mai mici.In final alegem motorul electric (Varianta 2)

1.3. Determinarea parametrilor cinematici şi de forţă ai arborelor mecanismului de acţionare

Prezentăm un răspuns tabelar pentru acest calcul (vezi tab. 1.2)

Tabelul 1.2 – Parametrii cinematici şi de forţă ai MA

Param. Arbore Consecuvitatea leg.elem.de acţionare conform schemei cinimaticeME c red td ol

P u ME Pme=

4

Coala



tere

a,

P

(Kw

) IIIol

Tor

aţia

n (

r/m

in)

ME

I

IIOl

Mom

entu

l de

tors

iune

T

,(N

m)

ME

I

II

Ol

2.Calculul de proiect al angrenajului reductorului2.1. Alegerea materialului angrenajului şi determinarea tensiunilor admisibile2.1.1. Alegerea materialului roţilor dinţate, a durităţii şi tratamentului termic Alegerea materialului, tratamentului termic şi a durităţii perechii de roţi care

angrenează poate fi efectuată conform recomandărilor din [*. Tab. 3.2 pag. 18]. Iar proprietăţile mecanice ale materialului ales – [*. Tab. 3.3. pag. 19].

* Conform acestor recomandări marca oţelului pentru fabricarea pinionului şi a roţii dinţate – oţel 40x: duritatea 235...262HB1, Tratament termic: imbunatatire,dimensiunile limita a semifabricatului Dlim≤140[mm] Determinăm duritatea medie a dinţilor pinionului şi roţii dinţate:

pinion – HB1 med = (HBmin+HBmax)/2=(235+262)/2=248.5

roată – HB2 med= 248.5-(20…40)≈220

5

Coala



2.1.2. Determinăm tensiunile admisibile de contact pentru pinion /σ/H1 şi roată /σ/H2, [N/mm2] conform[*.tab. 3.2. pag.18]:

pinion – /σ/H1=1,8∙HB1 med +67= 1,8∙248.5+67=514.3 [N/mm2] roată − /σ/ H2 =1,8∙HB2 med +67= 1,8∙220+67=463 [N/mm2]

2.1.3. Determinăm tensiunile admisibile de încovoiere pentru pinion /σ/F1 şi roată /σ/F2, [N/mm2], conform [*.tab.3.2 pag18]:

pinion – /σ/F1=1,03∙HB1 med = 1,03∙248.5=256 [N/mm2] roată − /σ/ F2 =1,03∙HB2 med = 1,03∙220=226.6 [N/mm2] Deoarece transmisia este reversibilă. /σ/F se micşorează cu 25%[*. Pag.19]: pinion – /σ/F1=0,75∙256=192 [N/mm2] roată − /σ/ F2 =0,75∙226.6≈170 [N/mm2] Tabelul 2.1 – caracteristicile mecanice al materialului transmisiei

Elementul transmisiei

Marca oţelului

Tratament termic

HB1 med /σ/H /σ/F

HB2 med [N/mm2]1.Pinion2.Roată

40x imbunatatire 248.5220

514.3463

192170

2.2. Dimensionarea angrenajului cu roţi dinţate2.2.1. Determinăm distanţa dintre axe aw,[mm];

unde : KHβ - coeficientul distribuirii neuniforme a sarcinii pe lungimea dinteluiacceptăm KHβ= 1,0 [*.pag.32]ired - raportul de transmitere a reductorului , ired=4[vezi p1.2.3,pag.5] T2 - momentul de torsiune, care acţionează arborele condos al reductorului, acceptăm T2=104.4[Nm] [tab.1.2.pag.6]

-coeficientul formei rotilor dintate conice,acceptam =1.0[*.pag.32]

=530 [mm]

Conform şirului de numere normale [*.tab.S1.anexa 2], acceptăm de2=210[mm] 2.2.2. Se determină unghiurile conurilor de divizare a pinionului şi :

2.2.3 Se determină lăţimea exterioară a generatoarei conului de divizare Re [mm]:

2.2.4.Se determină lăţimea coroanei danturate a pinionului şi a roţii dinţate b[mm]:

Conform şirului de numere normale [*, tab. S1, anexa 2], acceptăm b=30[mm] . 2.2.5.Din conditia de rezistenta se determină modulul de angrenare exterior

me[mm]:

6

Coala



unde este coeficientul distribuirii neuniforme a sarcinii pe lungimea coroanei danturate, accepăm momentul de torsiune ce acţionează arborele condus al reductorului,

coeficientul formei dinţilor , tensiunea admisibilă de încovoiere a roţii dinţate mai puţin rezistent ,

Acceptăm modulul 2.2.6. Se determină numărul de dinţi a roţii dinţate şi apinionului, :

Acceptăm dinţi şi dinţi.

2.2.7. Se de termină raportul de transmitere şi verificăm abaterea faţă de raportul de transmitere ales initial

2.2.8. Se determină valorile reale ale unghiurilor conurilor de divizare a pinionului şi roţii :

2.2.9. Se determină parametrii geometrici de bază ai transmisiei.

Tabelul 2.2- Parametii geometrici de bază al angrenajului conic PARAMETRUL Pinion Roată

Dia

met

rul

divizare

exterior

interior

Generatoarea conului de divizare

Lăţimea coroanei danturate

7

Coala



În final se determină diametrul cercului de divizare median al pinionului şi roţii danturate

Figura 2.1-parametrii geometrici de bază al angrenajului cu roţi dinţate conice .

2.3. Calculul forţelor în angrenaj

Forţa tangeţială: pinion – Ft1=Ft2

roată –

Forţa radială:

8

Coala



pinion – roată –

Forţa axială: pinion – roată –

2.4. Calculul de verificare al angrenajului2.4.1. Se verifică tensiunea de contact

unde este coeficientul distribuirii sarcinii între dinţi,se acceptă

- forţa tangenţială de angrenare , -coeficientul sarcinii dinamice, care depinde de viteza periferică a roţii. Determinăm prealabil viteza periferică a roţii dinţate

Se stabileşte gradul a 9-lea de precizie pentru angrenajul proiectat şi se acceptă Mărimile

- viteza unghilară a arborelui condus

%

Aşa cum ,iar această suprasarcină nu depăşeste 5% ,putem trece la următoarea etapă a calcului de verificare.

2.4.2. Se verifică tensiunile de încovoiere a dinţilor

Unde este modulul exterior al angrenării; - lăţimea coroanei dinţate ; - forţa tangenţială în angrenaj -coeficientul distribuirii sarcinii între dinţi, se acceptă - coeficientul sarcinii dinamice, se acceptă

9

Coala



-coeficienţii de formă a dinţilor pinionului şi roţii dinţate, care se determină în dependenţă de numărul echivalent de dinţi ai pinionului şi roţii dinţate

Deci se acceptă - tensiunile admisibile de încovoiere ale pinionului şi roţii dinţate,

2.4.4. Se prezintă un răspuns tabelar pentru acest calcul:

Tabelul 2.3 – Rezultatele calculului de dimensionare a angrenajului cu roţi dinţate conice.

CALCULUL DE DIMENSIONARE AL ANGRENAJULUIParametrul Valoarea Parametrul, mm ValoareaLungimea exterioară a generatoarei conului de divizare

270.270 Diametrul cercului de divizare: pinion, roată,

105

528.5Modulul(exterior) 3.5Lăţimea coroanei danturate b,mm:

75 Diametrul cercului exterior: pinion, roată,

111.86

529.86Forma filetului dreaptă

Numărul de dinţi : pinion, roată,

30151

Diametrul cercului interior: pinion, roată,

96.76

526.86Unghiul conului de divizare: pinion, roată,

11.25˚78.75˚

Diametrul cercului median: pinion, roată,

89.98

452.924 CALCULUL DE VERIFICARE AL ANGRENAJULUI

Parametrul Valori admisibileValori calculateNotă

10

Coala



Tensiunile de contact 436 354.77 +5 %

Tensiunile de încovoiere,

192

170

97.26

93.52

-50 %

-53 %

3.1. Calculul de dimensionare.3.1.1. Alegem sectiuneatransversala a curelei. Conform recomandarilor [fig.5.2,pag 46] vom adopta cureaua trapezoidala cu sectiunea B.3.1.2. Adoptarea diametrului rotii de curea conducatoare:Conform [tab.5.1,pag46] alegem dimensiunea sectiunii transversale a curelei D1=160mm.3.1.3. Determinarea diametrului de curea condusa:

[1, rel. 5.1, pag47]itd=2.4

3.1.4. Determinarea raportului de transmisie real:

[1, rel. 5.2, pag47]

itdireal itd

100 %

2.37 2.42.37

100 % 1.2 % 3 %, conditia se respecta.

[1, rel. 5.3, pag47]3.1.5. Determinarea valorii orientative a distantei dintre axe:

unde h, [mm] este înălţimea secţiunii transversale a

curelei (1,tab. 5.3,pag48).

[1, rel. 5.4, pag47]

adoptam a=350mm3.1.6. Determinam lungimea curelei:

[1, rel. 5.5, pag47]Adoptam comform tab.5.4 3.1.7. Precizia distantei dintre axe conform lungimii standard:

[1, rel. 5.6, pag47]

3.1.8.Determinarea unghiului de inclinare a rotii de curea conducatoare:

[1, rel. 5.7, pag48]

11

Coala



conditia se respecta.3.1.9. Determinam viteza curelei:

[1, rel. 5.8, pag48]

D1-Diametrul rotii de curea conducatoare-Turatiile rotii de curea conducatoare

3.1.10. Determinam fregventa de incovoiere a curelei:

unde:[U] = 30 [s-1] este frecvenţa admisibilă a încovoierilor curelei.Relaţia U ≤ [U] exprimă convenţional durata de funcţionare a curelei. Respectarea acestei relaţii

asigură durata de viaţă a curelei în limitele 1000...5000 ore. [1, rel. 5.9, pag48]

3.1.11. Determinăm puterea admisibilă, care poate fi transmisă cu o singură curea [Pt], [kW]:

[1,rel.5.10,pag.49]

unde: [P0], [kW] este puterea admisibilă, care poate fi transmisă cu o singură curea. Se alege din (1,tab. 5.5,pag.50) în dependenţă de secţiunea curelei, viteza de rulare v, [m/s] şi diametrul roţii de curea conducătoare D1, [mm] , P0=0,84 (kW)

C – coeficienţi de corecţie, (1,tab. 5.6,pag.52). Cp=1; Cα=0.92; Cl=1.004; Cz=1.

3.1.12. Determinarea numarului necesar de curele:

,Adoptam z=1 [1, rel. 5.11, pag48]

unde: Pnom, [kW] este puterea nominală a motorului electric, (vezi tab. 1.2);[Pt], [kW] – puterea admisibilă, care poate fi transmisă cu o singură curea (vezi p.3.1.1).Pentru transmisiile prin curea de putere mică şi mijlocie se recomandă a adopta numărul curelelor z ≤ 5 din cauza

variaţiilor de lungime şi, respectiv, a încărcării neuniforme.3.1.13. Determinăm forţa de întindere preliminară F0, [N]:

[1, rel. 5.12, pag51]

unde: valorile v, [m/s]; Pnom, [kW]; z (vezi, p. 9,tab 1.2);Cp, C, Cl – (vezi 1,tab. 5.6,pag.52).

3.1.14. Determinăm forţa tangenţială transmisă de curele Ft, [N]:

[1,rel.5.13,pag.51]

unde valorile Pnom, kW şi v, m/s, (vezi p. 9).

3.1.15 Determinăm forţele de întindere ale ramurilor conducătoare F1 şi condusă F2, [N]:

12

Coala



[1,rel.5.14,pag.51]

[1,rel.5.15,pag.51]

unde valorile z; F0, [N]; Ft, [N] (vezi, p. 12,13, 14,).

3.1.16 Determinăm forţa de solicitare pe arborele reductorului, generată de transmisia prin curea F td, [N]:

[1,rel.5.14,pag.52]

unde: unde valorile 1, [°]; z; F0, [N] (vezi p. 9, 12 şi 13).

3.2. Calculul de verificare

3.2.1.Verificăm rezistenţa unei curele după tensiunile maximale în secţiunea ramurii conducătoare max, [N/mm2]:

[1,rel.5.17,pag.52]

unde: a) 1, [N/mm2] este tensiunea de întindere;

[1,rel.5.18,pag.53]

valorile F0, [N]; A, [mm2], Ft, [N]; z, (vezi p. 13, [1,tab. 5.3,pag.48], 14, 12);b)σi, [N/mm2] – tensiunea de încovoiere;

[1,rel.5.19,pag.53]

aici Eî = 80...100 [N/mm2] este modulul de elasticitate la încovoiere;h – înălţimea secţiunii transversale a curelei (tab. 5.3, pag.48);D1 – diametrul roţii de curea conducătoare (vezi p. 2);c) σv, [N/mm2] – tensiunea generată de forţele centrifuge;

[1,rel.5.20,pag.53]

aici ρ = 1250...1400 [kg/m3] este densitatea materialului curelei;v, [m/s] – viteza de rulare a curelei (vezi p. 9);d) [σ]î = 10 [N/mm2] – tensiunea de întindere admisibilă.3.2.2. A prezenta un răspuns tabelar pentru calculul transmisiei prin curele.

Tabelul 3.1 – Rezultatele calculului transmisiei prin curele.

Parametrul Valoarea Parametrul Valoarea

Tipul curelei TrapezoidalaFrecvenţa încovoie-rilor curelei U, [s-1]

0.00366

Secţiunea trans-versală a curelei

BDiametrul roţii de curea, [mm]:conducătoare D1;conduse D2.

160

Numărulde curele z

1 380

13

Coala



Distanţa dintreaxe a, [mm]

360Tensiunea maximă max, [N/mm2]

7.26

Lungimea curelei l, [mm]

1600Forţa de întindere preliminară F0, [N]

118.24

Unghiul de înfăşurare 1, [°]

145.1Forţa de solicitare a arborelui Ftd, [N]

225.59

3 CALCULUL ARBORILOR3.1 Calculul de predimensionare

Din condiţia de rezistenţă la răsucire şi în conformitate cu recomandările [*, pag.55] determinăm prealabil

Tabelul 3.1 Determinarea prealabilă a diametrelor arborilor, [mm].

Arbore-pinion Arbore-condus

Adoptam =50[mm] Adoptam =70[mm]

3.2.1 Alegerea prealabilă a rulmenţilorÎn conformitate cu recomandările [*, tab. 6.1, pag.57] alegem prealabil următorii

rulmenţi [*, tab. S5. anexa 2]:

Elaborarea schiţei de dimensionare a reductorului conic

În corespundere cu schema cinematică a reductorului conic [sarcină tehnică] se elaborează schiţa acestuia, luînd în consideraţie recomandările [*,pag.58-65].

Pentru determminare poziţiilor de aplicare a reacţiunilor în reazeme, prealabil calculam distanţa de la partea frontală a rulmentului până la punctul de aplicare a reacţiunilor

unde valorile d,D,T şi sunt prezentate în tab.3.2

Tabelul 3.2 – Alegerea prealabilă a rulmenţilor

Schema rulmentului (GOST 27365-87)

SimbolizareaDimensiunile, mm

αd D T B C e

Arbore pinion 50 110 29.5 27 23 0,31 15°

14

Coala



Arbore condus 70 150 38.0 35 30 0,31

15

Coala



Figura 3.1 – Schiţa reductorului conic

16

Coala



În continuare, în corespundere cu fig. 3.1 (a, b), determinăm următoarele mărimi necesare pentru calcul:

[mm]

[mm]

[mm] [mm]

Astfel, valorile distanţelor de aplicare a reacţiunilor în reazeme sunt:

4.2.3. Calculul de dimensionare a arborelui-pinionDate iniţiale: [mm] – diametrul cercului median [tab. 2.3, pag.11];

[N]; [N]; – forţele în angrenaj , [mm]; [mm] distanţele de aplicare a reacţiunilor în reazeme

Figura 4.1 – Schema de calcul a arborelui-pinion.

4.2.3.1Determinăm forţele de reacţiune în reazemele A şi B (fig. 3.2).

17

Coala



Planul vertical (YOZ)

Verificarea: Planul orizontal (XOZ)

,

Verificarea: Reacţiunile sumare în reazemele A şi B vor fi:

[N];

[N].4.2.3.2Construirea diagramelor momentelor încovoietoare (fig. 3.5), [Nm].Planul vertical (Y OZ)Sectorul I

[N].

Pentru [Nm].Pentru [Nm].Sectorul II

[N].

Pentru Pentru

Planul orizontal (XOZ)Sectorul I

[N].

Sectorul II [N].

18

Coala



Pentru [Nm].Pentru

Sectorul III

[N].

Pentru [Nm].Pentru

4.2.3.3 Determinăm momentul de încovoiere rezultant (fig. 3.5) în secţiunile caracteristice ale arborilor (1…3) , [Nm] în conformitate cu relaţia:

[Nm];

[Nm];

4.2.3.4 Construim diagrama momentului de torsiune pentru arborele condus, care este egal cu

[Nm] şi acţionează de la locul fixării roţii dinţate conice în direcţia de ieşire a arborelui condus (fig. 3.5).4.2.5.5 Determinarea şi construirea diagramei momentului echivalent (fig. 3.5) în secţiunile caracteristice (1…3) , [Nm] din relaţia:

[Nm];

[Nm];

[Nm];

4.2.3.6Verificăm diametrul arborelui în secţiunea cea mai solicitată.Conform momentului echivalent de încovoiere maxim, precizăm valoarea diametrului

în secţiunea critică a arborelui din condiţia de rezistenţă la încovoiere:

[mm]

unde este tensiunea admisibilă la încovoiere. În conformitate cu ciclul de funcţionare pulsator, acceptăm [N/mm2]; [1, tab. S2, anexa 2]

– momentul echivalent de încovoiere în secţiunea cea mai solicitată, care corespunde valorii maxime [Nm].

Deci, pentru secţiunea 2 (valoarea diametrului determinată prealabil pentru acest sector corespunde [mm] [tab. 3.1, pag.12]) vom avea:

[mm] [mm]

19

Coala



Condiţia se respectă. În acelaşi timp, în conformitate cu recomandările [1, pag.76], diametrul arborelui-pinion [mm] trebuie majorat cu cca. 10%.

Deoarece în continuare [mm] va corespunde treptei arborelui sub rulment şi garnitură, acesta se precizează în conformitate cu diametrul inelului interior al rulmentului. Astfel, conform [1, tab. S6, anexa 2] acceptăm [mm].

20

Coala



21

Coala



4.2.4.Calculul de dimensionare a arborelui-condusDate iniţiale: [mm] – diametrul cercului de divizare [tab. 2.3, pag.11];

[N]; [N]; [N], – forţele în angrenaj , [mm]; [mm] – distanţele de aplicare a reacţiunilor în reazeme

Figura 4.3 – Schema de calcul a arborelui-condus

4.2.4.1 Determinăm forţele de reacţiune în reazemele C şi D (fig. 4.3).Planul vertical (XOZ)

Verificarea: Planul orizontal (YOZ)

Verificarea:

Reacţiunile sumare în reazemele C şi D vor fi:

22

Coala



[N];

[N].4.2.4.2 Construirea diagramelor momentelor încovoietoare (fig. 3.5), [Nm].Planul vertical (X OZ)Sectorul I

[N].

Pentru [Nm].Pentru [Nm].Sectorul II

[N].

Pentru Pentru Planul orizontal (XOZ)Sectorul I

[N].

Pentru PentruSectorul II

[N].

Pentru [Nm].Pentru 4.2.4.3Determinăm momentul de încovoiere rezultant (fig. 3.5) în secţiunile caracteristice ale arborilor (1…3) , [Nm] în conformitate cu relaţia:

[Nm];

[Nm].

4.2.4.4Construim diagrama momentului de torsiune pentru arborele condus, care este egal cu [Nm] şi acţionează de la locul fixării roţii dinţate conice în direcţia de ieşire a

arborelui condus (fig. 3.5).

4.2.4.4 Determinarea şi construirea diagramei momentului echivalent (fig. 3.5) în secţiunile caracteristice (1…3) , [Nm] din relaţia:

23

Coala



[Nm];

[Nm];

[Nm];

[Nm];

4.2.4.5Verificăm diametrul arborelui în secţiunea cea mai solicitată.Conform momentului echivalent de încovoiere maxim, precizăm valoarea diametrului

în secţiunea critică a arborelui din condiţia de rezistenţă la încovoiere:

[mm]

unde este tensiunea admisibilă la încovoiere. În conformitate cu ciclul de funcţionare pulsator, acceptăm [N/mm2]; [1, tab. S2, anexa 2]

– momentul echivalent de încovoiere în secţiunea cea mai solicitată, care corespunde valorii maxime [Nm].

Deci, pentru secţiunea 2 (valoarea diametrului determinată prealabil pentru acest sector corespunde [mm] [tab. 3.1, pag.12]) vom avea:

[mm] [mm]

Condiţia se respectă. În acelaşi timp, în conformitate cu recomandările [1, pag.76], diametrul arborelui-pinion [mm] trebuie majorat cu cca. 10%.

Deoarece în continuare [mm] va corespunde treptei arborelui sub rulment şi garnitură, acesta se precizează în conformitate cu diametrul inelului interior al rulmentului. Astfel, conform [1, tab. S6, anexa 2] acceptăm [mm].

24

Coala



Figura 3.2 – Schema de calcul a arborelui-condus

25

Coala



4.3 Proiectarea constructivă a arborilorDeterminăm dimensiunile geometrice ale fiecărei trepte în conformitate cu

recomandările [vezi p.4.2.3 si p.4.2.4 coala 25-38].In urma claculului de rezistenta am stabilit urmatoarele diametre -arborele pinion va suferi modificari,la fel si arborele condus cu Tabelul 4.3 – Determinarea prealabilă a diametrelor arborilor, [mm].

TREAPTA ARBORELUI

ARBORELE PINION

I-sub rulmenti =45 se dermina graphic;

II-sub filet =M27X1.5 =H+3{mm}=10+3=13III-sub un element al

transmisiei deschise sau semicuplaj.

-3[mm]=27-3.0=24

IV-sub garniture capacului deschis al rulmentului.

= -2t=24-2 2.2=19.6= =20

V-umarul de sprijin pentru rulment.

= +3f=45-3 1=48

TREAPTA ARBORELUI

ARBORELE CONDUS

I-sub pinion sau roata dintata.

= +3.22=70+3.2 2=76.4 =77

II-IV sub rulmenti si

garnitura

= =70

III-sub un element al transmisiei deschise sau semicuplaj.

= -2t=70-2 2.2=65.6 =63 si =105

V-umarul de sprijin pentru rotile danturate.

= +3f=76.4+3 2=82.4 =80 =10

26

Coala



Figura 4.4 – Construcţia arborilor pentru reductorul cu angrenaj conic:a) arbore-pinion; b) arbore condus.

5. CALCULUL RULMENŢILOR5.1 Determinarea duratei de funcţionare necesare pentru MA

Pentru determinarea duratei de funcţionare necesare [ore] este nevoie de durata de funcţionare [ani] a mecanismului de acţionare prezentă în sarcina tehnică. Astfel, durata de funcţionare calculată în ore [ore]:

[ore],unde [ani] [Sarcina tehnică];

– coeficientul zilelor lucrătoare [1, pag.90]; – coeficientul orelor lucrătoare [1, pag.90].

5.2 Determinarea capacităţii dinamice portante necesare rulmenţilor5.2.1 Determinarea coeficientului influentei solicitara axial 7204A:

L=0.36 y=1.675.2.2 Determinarea componentelor axiale ale sarcinilor radiale din rulmenti Rs1, Rs2 [N]:

[N]; [N];

[N]; [N]. [N] – forţa axială în angrenaj [p. 2.3, pag.9];

27

Coala



[N] –sarcina radială a rulmentului, care corespunde forţei de reacţiune sumare din reazeme.

[N] – forţa axială în angrenaj; [p. 2.3, pag.8],[N] – sarcina radială a rulmentului, care corespunde forţei de reacţiune sumare din reazeme.

Acceptăm [N], [N];e=0.36.;Y=1.67

- coeficientul de rotire pentru cazul rotirii inelului interior.În conformitate cu recomandările [1, pag. 80] alegem următoarele relaţii pentru determinarea sarcinilor dinamice echivalente pentru cazul arborelui-pinion ,[N]:

unde X este coeficientul sarcinii radiale, acceptăm X= 0,45; [1, tab. 7.1, pag.82] - coeficientul de siguranţa, acceptăm [1, pag. 82] - coeficientul de temperatură, acceptăm [1, pag. 82]

.

4.2.2 Capacitatea portantă dinamică necesară pentru rulmenţii arborelui condus:

,

unde este viteza unghiulară a arborelui condus; [tab. 1.2, ]

, [N] este sarcina dinamică echivalentă a arborelui condus.Determinăm raportul pentru alegerea relaţiei de determinare a parametrului :

unde este sarcina axială a rulmentului [1, tab. 7.4, pag.85], (similar pinion):

.

-2012.49[N]-forta axiala in angrenaj; - sarcina radială a rulmentului, care corespunde forţei de reacţiune sumare din reazeme.

Acceptăm , e=0.36;Y=1.67În conformitate cu recomandările [1, pag.80] alegem următoarele relaţii pentru determinarea sarcinilor dinamice echivalente pentru cazul arborelui , :

;;

.

4.1 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 finala a rulmenţilor [1, tab.S6, anexa2]

Simbolizarea Dimensiunile, [mm] Capacitatea portantă, [kN]

28

Coala



(GOST 831-75) d D T B C e Y Cr Cor

7209A 45 85 21.0 19 160.41 1.45

62.7 507210A 50 90 22.0 20 17 70.4 55

6 PROIECTAREA CONSTRUCTIVĂ A ROŢII DINŢATE CONICE SI A ROTII DE LANT CONDUCATOARE

Luând în consideraţie recomandările [1, pag.89-91] alegem metoda de obţinere a semifabricatului prin ştanţare, iar amplasarea butucului roţii dinţate faţă de reazeme – asimetrică (fig. 5.1).

Figura 6.1 – Construcţia roţii dinţate conice obţinută prin ştanţare

Tabelul 6.1 – Determinarea parametrilor constructivi ai roţii dinţate conice [mm].ELEMENTUL

ROŢIIPARAMETRUL RELAŢIA DE CALCUL

Coroana danturată

Diametrul cercului exterior

(vezi calculul angrenajului, tab. 2.3, pag.11).

Lăţimea [tab. 2.3, pag.11].

29

Coala



Grosimea[mm]

În corespundere cu [1, tab. S1, anexa 2], acceptăm

Butucul

Diametrul interior

(construcţia arborilor, fig. 3.6).

Diametrul exterior


Lungimea Din considerente constructive şi în

corespundere cu [1, tab. S1, anexa 2

DisculGrosimea


Raze de rotunjire [mm], acceptăm prealabil

Tabelul 6.2 – Determinarea parametrilor constructivi ai rtotii de lant conducatoare [mm].

7 CALCULUL ASAMBLĂRILOR PRIN PENE7.1 Calculul asamblărilor prin pană pentru arborele-pinionDate iniţiale:

[mm] şi [mm] sunt diametrul şi lungimea treptei arborelui, pe care este instalată pana; [fig.3.6]

[N] este forţa tangenţială în angrenaj. [pag.9]

Figura 7.1 – Asamblarea prin pană paralelă pe arborele-pinion.

30

Coala



7.1.1 Predimensionare peneiÎn conformitate cu diametrul [mm] conform [1, tab. S9, anexa 2] stabilim

dimensiunile secţiunii transversale ale penei (fig. 6.1): [mm]; [mm]; [mm]; [mm].

Lungimea penei [mm] se stabileşte în dependenţă de lungimea treptei arborelui, pe care este instalată pana – [mm]:

[mm].Acceptăm conform şirului de lungimi ale penei standardizat – [mm].Deci, alegem prealabil următoarea pană:+

Pană 6x6x10 GOST 23360-78.

7.1.2 Calculul de verificare a peneiPenele paralele, utilizate la proiectarea reductoarelor, sunt verificate la strivire.

Condiţia de rezistenţă la strivire:

unde [mm2] este suprafaţa de strivire, care se determină din relaţia: [mm2];

[mm] – lungimea de lucru efectivă a penei cu suprafeţe frontale rotunjite: [mm];

[N/mm2] – tensiunea admisibilă la strivire. Pentru bucşă de oţel şi sarcini liniştite [N/mm2] [1, pag.88].

[N/mm2]

Deoarece tensiunea de strivire se află în limitele admisibile, acceptăm următoarea pană:

Pană 6 x 6 x 10 STAS 1004-81 .

7.2 Calculul asamblărilor prin pană pentru arborele condusDate iniţiale:

[mm] şi [mm] – diametrul şi lungimea treptei arborelui sub butucul elementului transmisiei deschise; [fig.3.6]

[mm] şi [mm] – diametrul interior şi lungimea butucului roţii dinţate;[tab. 5.1]

[N] este forţa tangenţială în angrenaj. [pag.9]

31

Coala



Figura 7.2 – Asamblările prin pană ale arborelui condus.7.2.1 Predimensionarea penelor

Secţionarea A-A . În conformitate cu diametrul [mm] conform [1, tab. S9, anexa 2] stabilim dimensiunile secţiunii transversale ale penei (fig. 6.2):

[mm]; [mm]; [mm]; [mm].Lungimea penei [mm] se stabileşte în dependenţă de lungimea butucului roţii dinţate

– [mm]: [mm].

Acceptăm conform şirului de lungimi ale penei standardizat – [mm].Deci, prealabil alegem următoarea pană:

Pană 10x8x40GOST 23360-78.Secţionarea B-B . În conformitate cu diametrul [mm] conform [1, tab. S9, anexa 2]

stabilim dimensiunile secţiunii transversale ale penei (fig. 6.2): [mm]; [mm]; [mm]; [mm].

Lungimea penei [mm] se stabileşte în dependenţă de lungimea treptei arborelui, pe care este instalată pana – [mm]:

[mm].Acceptăm conform şirului de lungimi ale penei standardizat – [mm].Deci, prealabil alegem următoarea pană:

Pană 8x7x20 STAS 1004-81.

32

Coala



7.2.2 Calculul de verificare a peneiCondiţia de rezistenţă la forfecare:

unde [mm2] – suprafaţa de forfecare:Secţiunea A-A [mm2];Secţiunea B-B [mm2];

[mm] – lungimea de lucru efectivă a penei cu suprafeţe frontale rotunjite:Secţiunea A-A [mm] [mm];Secţiunea B-B

Astfel,

Secţiunea A-A [N/mm2]

Secţiunea B-B [N/mm2]

Deoarece tensiunile de forfecare pentru ambele secţiuni se află în limitele admisibile, acceptăm următoarele pene:

Secţiunea A-A Pană 10x8x40 STAS 1004-81Secţiunea B-B Pană 8x7x20 STAS 1004-81

ÎNCHEIERE

Prezenta lucrare este o expunere concisă cu scopul de a însuşi memorarea tematică a laturilor teoretice şi practice legate de disciplina “Mecanica aplicată”.

În acest memoriu explicativ se conţin calcule privind proiectarea reductorului conic, care este folosit la transmiterea mişcării de rotaţie între doi arbori axele cărora se intersectează sub un unghi de 90˚. În primul capitol, reieşind din datele iniţiale, s-a ales motorul electric şi s-a calculat acţionarea electromecanică. În capitolele doi şi trei s-a ales materialul pentru roata dinţată conică, s-a calculat tensiunile admisibile şi s-a proiectat angrenajul conic. Tot aici au fost calculaţi parametrii geometrici a roţii dinţate conice (conduse) şi a pinionului(conducător). După calculele obţinute s-a schiţat arborii, roata dinţată şi schema reductorului.

În capitolele următoare: s-a verificat arborele condus la diferite solicitări; s-a ales şi s-a verificat rulmenţii, capacele pentru rulmenţi şi penele. In capitolul 6 s-a determinat parametrii geometrici a capacelor reductorului. În cele din urmă s-a ales tipul lubrifiantului şi s-a descris metoda de ungere a angrenajului, barbotarea în baia de ulei.

În această lucrare a fost dată o analiză despre locul şi condiţiile în care se află fiecare piesă proiectată, s-a sistematizat şi întărit cunoştinţele teoretice.

33

Coala



Proiectul se incheie cu partea grafica: pe o coala de formatul A1 este elaborat desenul de ansamblare (vedere generala a reductorului).

BIBLIOGRAFIE

1. Bodnariuc I., Dulgheru V. Mecanica Aplicată. Îndrumar de proiectare.

34

Coala



35

Download - Memoriu de calcul

Top Related