memoriu tehnic reductor de turatie cu roti dintate conice 2014

Universitatea Tehnic din Cluj Napoca

Facultatea Construcii de Maini

Transmisie cu Reductor de Uz General ndrumtor : Prof. Dr. Ing. Ovidiu TtaruTipul reductorului : RK Student : Rus LorandPuterea motorului electric : P = 7.01 [kW] Specializare : TCM

Turaia motorului electric : n = 2440 [rot/min] Grupa : 1131Raport total de transmitere : u = 18.5 Anul universitar 2013 2014

Semestrul I1.Cuprins pag.2

2.Memoriu Tehnic

pag.5

2.1 Introducere

pag.5 2.1.1 Condiii de montare, protecie, aspect

pag.5 2.1.2 Consideraii privind protecia muncii

pag.6 2.1.3 Indicaii, exploatare, ntreinere, reglaj

pag.6 3.Variante constructive

pag.84.Memoriu Justificativ de Calcul

pag.10 4.1 Schema cinematic a reductorului

pag.10 4.2 Stabilirea rapoartelor de transmitere

pag.11 4.3 Calculul turaiei pe arbori

pag.12 4.4 Calculul puterilor pe arbori

pag.12 4.5 Calculul momentelor de torsiune pe arbori

pag.13 4.6 Transmisia prin curele trapezoidale

pag.13 4.6.1 Generaliti

pag.13 4.6.2 Tipuri de curele i material utilizate

pag.14 4.6.3 Calcule geometrice de baz

pag.14 4.6.3.1 Formule geometrice de baz

pag.14 4.6.3.2 Calcule geometrice de baz pentru transmisie prin curele trapezoidale

pag.15 4.6.4 Calculul lungimii curelei trapezoidale

pag.16 4.6.4.1 Formule pentru lungimea curelei trapezoidale

pag.16 4.6.4.2 Calculul lungimii curelei trapezoidale

pag.17 4.6.5 Calcule de rezisten pentru transmisia prin curele

pag.18 4.6.5.1 Formule de rezisten

pag.18 4.6.5.2 Calcule de rezisten

pag.20 4.6.6 Raport pentru transmisia prin curele trapezoidale

pag.214.7 Angrenaje

pag.24 4.7.1 Materiale pentru roi dinate

pag.24 4.7.2 Calcule geometrice de baz pentru angrenaj conic

pag.24 4.7.2.1 Formule geometrice de baz pentru angrenaj conic

pag.24 4.7.2.2 Calcule geometrice de baz pentru angrenaj conic

pag.28 4.7.3 Calcule de rezisten pentru angrenaj conic

pag.30 4.7.3.1 Formule de rezisten pentru angrenaj conic

pag.30 4.7.3.2 Calcule de rezisten pentru angrenaj conic

pag.32 4.7.4 Fore i tolerane pentru angrenaj conic

pag.33 4.7.5 Raport pentru angrenaj conic

pag.344.8 Arbori

pag.40 4.8.1 Alegerea materialelor

pag.40 4.8.2 Dimensionarea arborilor

pag.40 4.8.3 Fore rezultate prin angrenare

pag.42 4.8.4 Calculul reaciunilor din lagre

pag.44 4.8.4.1 Arbore de intrare

pag.44 4.8.4.2 Arbore de ieire

pag.50 4.8.5 Raport pentru calculul reaciunilor din arbori

pag.564.9 Rulmeni

pag.58 4.9.1 Formule pentru calculul rulmenilor

pag.58 4.9.2 Calculul rulmenilor pentru arbore de intrare

pag.60 4.9.3 Calculul rulmenilor pentru arbore de iesire

pag.62 4.9.4 Calculul rulmentilor pentru arborele de intrare cu programul MechSOFT pag.65 4.9.5 Raport. Rulmeni pentru arbore de intrare pag.68 4.9.6 Calculul rulmenilor pentru arbore de iesire cu programul MechSOFT pag.69

4.9.7 Raport. Calculul rulmenilor pentru arbore de ieire pag.72

4.10 Pene

pag.74 4.10.1 Formule de calcul pentru calculul penelor

pag.74 4.10.2 Calculul penelor

pag.75 4.10.2.1 Pan capt de arbore de intrare

pag.75 4.10.2.2 Raport.Calculul penei arbore de intrare

pag.76 4.10.2.3 Pan capt de arbore de iesire

pag.77 4.10.2.4 Raport. Calculul penei arbore de ieire

pag.78 4.10.2.5 Calculul penei pentru roata dinat

pag.79 4.10.2.6 Raport. Calculul penei pentru roata dinat pag.80

5. Acesorii carcasa pag.81

5. 1 Dop de golire cu filet metric pag.81

5.2 Aerisitor pag.81

5.3 Joja pentru verificarea uleiului pag.82

5.4 Inele de ridicare pag.82

5. 5 Capac de vizitare pag.82

6.Bibliografie

pag.83

2.Memoriu Tehnic2.1 Introducere

Reductoarele de turaie cu roidinate sunt mecanisme organizate ca ansambluri independente formate din roi dinate montate pe arbori i nchise ntr-o carcas. Acestea servesc la micorarea turaiei.

Reductoarele cu o singur treapt de reducere se pot mpri n urmtoarele tipuri de baz, n funcie de tipul angrenajului :

cu roi dinate cilindrice cu dini drepi sau nclinai cu roi dinate conice

angrenaje melc roat melcat

Componentele principale ale reductoarelor cu o singur treapt de reducere sunt urmtoarele : carcasa reductorului , cei doi arbori (arborele de intrare i ieire), roi dinate, lagrele, elementele de etanare, dispozitivele de ungere, capacele, indicatorul de nivel al uleiului, aerisitorul, elementele pentru ridicarea reductorului, dopul de golire, organe de asamblare. 2.1.1 Condiii de montare, protecie i aspect

nainte de operaia de montare, piesele vor trebui s fie curate, splate i suflate cu aer comprimat.La motoare se vor respecta n limitele toleranelor prescrise toate cotele indicate n documentaia de execuie.Suprafeele neprelucrate mecanic ale pieselor turnate carese gsesc n interiorul carcasei reductorului, trebuie s fie curate i vopsite cu vopsea rezistent la ulei.Toate suprafeele exterioare ale reductorului cu excepia suprafeelor de aezare i a capetelor de arbore se vor grundui i apoi se vor acoperi cu vopsea.Reductoarele se vor livra nealimentate cuulei dar cu lagrelegresate. n timpul operaiei de transport se vor lua msuri necesare n vederea evitrii loviturilor, zduncinrilorsau rsurnrii reductoarelor.Acesoriile carcasei care n timpul transportuluisunt expuse deteriorrii se demonteaz ise asambleaz separat ntr-o lad. Suprafeele lucrate mecanicse protejeaz contra coroziunii prinacoperire cu vazelin tehnica confrorm STAS 916-81 sau STAS 917-83.Capetele de arbore se vor nveli n hrtie parafinat, se vor proteja mpotriva deteriorrii prin lovire, iar penele se vor proteja mpotriva smulgerii.Toate deschiderile se vor nchide cu capace sau dopuri de protecie, pentru mpiedicarea ptrunderii corpurilor strine i contra mpuritilor.Cu ajutorul capacului de vizitare se va verifica gradul de uzur al angrenajului.

Se va verifica ca aerisitorul s nu fie nfundat. Curelele de transmisie vor fi acoperite de o aprtoare. 2.1.2 Consideraii privind protecia munciiAvnd n vedere greutatea ruductorului,la manipularea acestuia trebuie se acorde atenia necesarpentru a preveni unele accidente de munc. La transportul reductorului, pentru ridicare se recomand o fixare exact cu ajutorul inelelor deprindere prin intermediul unor cabluri, lanuri, etc. Roile de curea trebuie prevzute cu aprtori pentru a evita accidentele ce s-ar putea produce prinprinderea diferitelor obiecte vestimentare.Reductorul nu are voie sfuncioneze, dect numai dac are toateaccesoriile montate. Se interzice reglarea jocului din rulmeni n timpul funcionrii reductorului, aprnd posibilitatea de distrugere a angrenajelor. Capacul reductorului nu se va desface n timpul funcionrii pentru a mpiedica stropirea cu ulei,eventuale accidente. Se va evita ptrunderea diferitelor obiecte prin capacul de vizitare. 2.1.3 Indicaii, exploatare, ntreinere, reglaj

Reductorul are poziia de lucru n planul orizontal, se va fixa pe podea cu ajutorul unor uruburi de fixare. Abaterea de la poziia orizontal nu trebuies depeasc 5%, o nclinare maimare afectnd ungerea reductorului. Ungerea se realizeaz cu ulei TIN 200 EP STAS 871-80 aditivat cu aditivi antirugin, antispumani, antioxidani. Cantitatea de ulei necesar pentru umplere pn la nivelul necesar este de 6 litri, acest nivel fiindperiodic verificat prin itermediul jojei de ulei.Suprafetele nefuncionale, carcasa, capacele rulmenilor se vorvopsi, se avea n vederei vopsirea n interior pentru fixarea mpurittilor rezultate n urma prelucrrii. Etaneitatea suprafeei de separaie se realizeaz prin acoperireacu un strat devopsea.Dupa montare, reductorul se rodeaz n gol timp de 24 ore i apoi cu sarcina redus.Dupa rodare se golete uleiul dinbaie, se demonteaz capacul i seanalizeaz vizual toate elementele componente.Perioada de schimbare a uleiului este de 6 luni, indiferent dac reductorul funcioneaz zilnic sau nu.Periodic se recomand splarea bii de ulei pentru evacuarea diferitelor depuneri.Se va verifica periodic gradul de uzur al angrenajelor i de asemenea aerisitorul s nu fie nfundat.3. Variante constructive4.Memoriu justificativ de calcul

4.1 Schema cinematic a reductorului

4.2 Stabilirea rapoartelor de transmitere

La stabilirea rapoartelor de transmitere, n general, trebuie luate n considerare umrtoarele recomandri : obinerea unor roi dinate de mas redus

obinerea unor gabarite minime

asigurarea condiiilor de ungere a roilor dinate

utilizarea la maxim a capacitilor de ncrcare admise ale angrenajelor

Alegerea rapoartelor de transmitere n aa fel ca toate cerinele de mai sus s fie satisfcute simultan, nu este posibil.n cazul reductoarelor, de uz general, se iau n considerare utilizarea la maxim a capacitilor de ncrcare admise i asigurarea condiiilor de ungere.Pentru reductoare cu roi dinate conice se fac urmtoarele recomandri :

Valori uzuale ale rapoartelor de transmitere: 2...3

Valoarea maxim a rapoartelor de transmitere : 6

Valori uzuale a rapoartelor de transmitere la curele trapezoidale : 2..4

Valoarea maxim a raportului de transmitere la curele trapezoidale : 74.3 Calculul turaiilor pe arbori

Alegerea numarului de dinti ai pinionului

verificare

4.3 Calculul turaiilor pe arboriTuraia motorului electric :

rot / min

Valoarea turaiei pe arbore de intrare :

rot/min

Valoarea turaiei pe arbore de ieire :

rot/min

4.4 Calculul puterilor pe arboriAlegerea randamentelor:

Valoarea puterii pe arbore de intrare:

kW

Valoarea puterii pe arbore de ieire :

kW4.5 Calculul momentelor de torsiune pe arbori

Nmm

Valoarea momentului de torsiune pe arbore de intrare :

Nmm

Valoarea momentului de torsiune pe arbore de ieire :

Nmm

4.6 Transmisia prin curele trapezoidale

4.6.1 GeneralitiTransmisia prin curele realizeaz transferul energetic ntre doi sau mai muli arbori, datorit frecrii dintre un element intermediar flexibil, cureaua, montat pretensionat i roile de curea fixate pe arbori.

Fa de alte transmisii prezint o serie de avantaje, cum ar fi: posibilitatea transmiterii micrii de rotaie la distane mari; funcionare lin, fr zgomot; amortizarea ocurilor i a vibraiilor; constituie un element de siguran (la suprasarcini cureaua poate patina); se realizeaz la un pre de cost redus; nu impun condiii tehnice deosebite pentru montaj i ntreinere etc.

Ca dezavantaje amintim: gabarit mare; capacitate de transmitere redus; durabilitate limitat; funcionare nsoit de alunecare elastic ceea ce face ca raportul de transmitere s nu fie constant etc.4.6.2 Tipuri de curele i materiale utilizate

Cureaua condiioneaz capacitatea de transfer energetic, frecvena i natura iinterveniilor,gabaritul transmisiei etc.

Dup forma seciunii transversale a curelei se ntlnesc curele late, trapezoidale, rotunde i dinate. Dintre acestea, profilul trapezoidal este cel mai rspndit. n acest caz cureaua se confecioneaz dintr-un element de rezisten, format din straturi de inserie esut, nururi sau cabluri din fire artificiale, ncorporat n cauciuc vulcanizat, i protejat la exterior de un strat de estur cauciucat rezistent la uzur.4.6.3 Calcule geometrice de baz4.6.3.1Formule geometrice de bazPentru calculul i dimensionarea transmisiei prin curele s-a folosit programul MECHSOFT care se bazeaz pe urmtoarele formule :

Fig.4 Formule pentru calcule geometrice de baz pentru transmisia prin curele

Fig.5 Formule pentru calcule geometrice de baz pentru transmisia prin curele

4.6.3.2 Calcule geometrice de baz pentru transmisia prin curele

n fereastra Geometry s-a introdus puterea, turaia, diametrele roilor de curea, numrul de curele, numrul de roi, coeficientul de alunecare a curelei. Pentru calcule s-au ales curele nguste de tip SPZ.

Fig.6 Fereastra Geometry pentru transmisia prin curele

4.6.4 Calculul lungimii curelei trapezoidale4.6.4.1 Formule pentru lungimea curelei trapezoidale

Fig.7 Formule pentru calculul lungimii curelei trapezoidale, pentru 2 curele

4.6.4.2 Calculul lungimii curelei trapezoidale

Fig.8 Calculul dimensiunilor pentru roata de curea 1.

Fig.9 Calculul dimensiunilor pentru roata de curea 2.4.6.5 Calcule de rezisten4.6.5.1 Formule de rezisten

Fig.10 Formule pentru calcule de rezisten pentru transmisia prin curele4.6.5.2 Calcule de rezistenn fereastra Strenght Calculation se alege factorul de serviciu n funcie de tipul mainriei, tipul motorului, i numrul de ore de funcionare pe zi.

Fig.11 Calcule de rezisten pentru transmisia prin curele4.6.6 Raport pentru transmisia prin curele trapezoidale--------------------------------------------------------

02-05-2014 V-belts Component Wizard (Version 4.3.1040)

--------------------------------------------------------

--- Guide

Calculation Type - DIN

Length Calculation: Sliding Sheave Coordinates

Calculation Type: Strength Check

Load Calculation: Calculates the torque according to the power and speed

Belt Length: Standard

Belt Length: Pitch

--- Basic Parameters

Narrow V-belts,V-belts Component Wizard

Belt type SPZ

Belt Length Lp = 1600 mm

Number of Belts N = 3

Belt width w = 9.7 mm

Belt height h = 8 mm

--- Sheave Parameters

Sheave Width Bf = 40 mm

Calculated Belt Width Wp = 8.5 mm

Min. Groove Depth above Calculation Width bmin = 2 mm

Min. Groove Depth below Calculation Width hmin = 9 mm

Fillet Radius of Sheave Upper Edge r1 = 0.5 mm

Fillet Radius of Sheave Lower Edge r2 = 1 mm

Distance Between Groove Axes e = 120.3 mm

Distance Between Groove Axis and Sheave Face f = 8 +1 -1 mm

Groove surface texture Ra = 1.6 m

Sliding Sheave = 2

--- Sheave 1

Pitch Diameter dp1 = 120 mm

Outer diameter Da1 = 124 mm

Groove Angle alpha1 = 38

Speed n1 = 1450 rpm

Torque T1 = 46.1659 Nm

X Coordinate = 0 mm

Y Coordinate = 0 mm

Arc of Contact b1 = 147.28

Arc of Contact Coefficient Ca1 = 0.92

--- Sheave 2

Pitch Diameter dp2 = 352.44 mm

Outer diameter Da2 = 356.44 mm

Groove Angle alpha2 = 38

Transmission Ratio i = 2.937

Speed n2 = 493.7011 rpm

Torque T2 = 130.166 Nm

X Coordinate = 412.577 mm

Y Coordinate = 0 mm

Center Distance = 412.577 mm

Arc of Contact b2 = 212.72

Arc of Contact Coefficient Ca2 = 1.06

--------------------------------------------------

Strength Check

--------------------------------------------------

Power P = 7.01 kW

Efficiency h = 0.96

Belt Slip = 0 %

Service Factor Cp = 1.2

Belt Length Correction Coeff. Cl = 1

Number of Belts Coefficient Ck = 0.95

Tangential Force F = 769.432 N

Centrifugal Force Ff = 5.81 N

Force in Strained Belt Strand F1 = 981.556 N

Force in Loose Belt Strand F2 = 212.124 N

Min. Working Pre-tension Fu = 596.84 N

Radial Force in Bearings Fr = 1165.669 N

Circumferential Velocity v = 9.111 m/s

Table Load Ptab = 3.391 kW

Allowable Load Pall = 8.844 kW

Calculated Load Pv = 8.412 kW

Strength Check - True4.7 Angrenaje4.7.1 Materiale pentru roi dinate

Pentru construcia roilor dinate se poate utiliza o mare varietate de materiale. Opiunea asupra unuia sau altuia dintre acestea are implicaii asupra gabaritului transmisiei, tehnologiei de execuie, preului de cost etc.

n general, alegerea materialului pentru roile dinate trebuie sa aib n vedere urmtoarele criterii:

- felul angrenajului i destinaia acestuia;

- condiiile de exploatare (mrimea i natura ncrcrii, mrimea vitezelor periferice, durata de funcionare i condiiile de mediu);

- tehnologia de execuie agreat;

- restriciile impuse prin gabarit, durabilitate i pre de fabricaie.

Principalele materiale folosite n construcia roilor dinate sunt: oelurile, fontele, unele aliaje neferoase i materialele plastice.

Pentru pinion se alege material tratat termic DIN 42MnV7 , iar pentru roata 2 se alege material tratat termic DIN 37MnSi5.

4.7.2 Calcule geometrice de baz pentru angrenaj conic

Pentru calculul i dimensionarea angrenajului conic s-a folosit programul MECHSOFT.

4.7.2.1 Formule geometrice de baz pentru angrenaj conic

Fig.12 Formule pentru calcule geometrice de baz pentru angrenaj conic

Fig.13 Formule pentru calcule geometrice auxiliare pentru angrenaj conic4.7.2.2 Calcule geometrice de baz pentru angrenaj conic

Fig.14 Ghid pentru calculul angrenajului conic

n fereastra Geometry s-a introdus numrul de dini ai roilor dinate, unghiul de nclinare a roilor, modulul, limea roilor i factorul de corecie a roilor.

Fig.15 Fereastra GeometryDup dimensionarea roilor n fereastra Dimensions, sunt afiate dimensiunile roilor dinate.

Fig.16 Fereastra Dimensions Dimensiunile pinionului

Fig.17 Fereastra Dimensions Dimensiunile roii dinate

4.7.3 Calcule de rezisten pentru angrenaj conic4.7.3.1 Formule de rezisten pentru angrenaj conic

Fig.18 Formule de rezisten pentru angrenaj conic4.7.3.2 Calcule de rezisten pentru angrenaj conic

n fereastra Strenght alegem materialul pentru roile dinate, factorul de aplicaie KA i durabilitatea angrenajului.

Materialul ales pentru pinion este de durabilitate mai mare, deoarece dinii pinionului sunt solicitate mai frecvent.

Factorul de aplicaie este ales n funcie de modul de transmisie a puterii.

Fig.19 Fereastra Strenght Check

4.7.4 Fore i tolerane pentru angrenaj conicn fereastra Load sunt introduse puterea i randamentul angrenajului conic.

Fig.20 Fereastra Load

Fig.21 Fereastra Tolerances

4.7.5 Raport. Angrenaj conic--------------------------------------------------------------

02-05-2014 Bevel Gearing Component Wizard (Version 4.3.1031)

--------------------------------------------------------------

--- Guide

Cone Height of Teeth - DIN

Strength calculation: Strength check calculation

Distribution of Correction: With Comp. of Slips

Load calculation: Calculates the torque according to the power and speed

--- Basic Parameters

Gear Ratio = 6.2857

Tangential Pressure Angle alpha = 20

Addendum a* = 1 (= 3 mm)

Clearance c* = 0.2 (= 0.6 mm)

Root Fillet = 0.3 (= 0.9 mm)

Addendum of Basic Rack = 1.2 (= 3.6 mm)

Helix Angle beta = 0

Shaft Angle = 90

Tangential Module met = 3 mm

Normal Module in Middle Plane mmn = 2.5062 mm

Virtual Gear Ratio uv = 39.51

Virtual Center Distance av = 1079.441 mm

Pitch Cone Radius Re = 200.49 mm

Pitch Cone Radius in Middle Plane Rm = 167.49 mm

Whole Depth of Tooth he = 6.6 mm

Facewidth = 66 mm

Facewidth Ratio = 0.3292

Contact Ratio = 1.6238 (1.6238 + 0)

Precision Specification 7e26

Limit Deviation of Helix Angle Fb = 0.018 mm

Limit Deviation of Axis Parallelity fx = 0.018 mm

Limit Deviation of Axis Parallelity fy = 0.009 mm

--- Gear 1

Number of Teeth = 21

Unit Correction = 0.4178 (= 1.254 mm)

Tang. Displacement = 0 (= 0 mm)

Pitch Diameter de = 63 mm

Pitch Diameter in Middle Plane dm = 52.63 mm

Outside Diameter dae = 71.401 mm

Outside Diameter at Small End dai = 47.897 mm

Root Diameter dfe = 58.365 mm

Vertex Distance = 197.332 mm

Vertex Distance at Small End = 132.371 mm

Pitch Cone Angle delta = 9.0395

Outside Cone Angle deltaa = 10.2549

Cutting Angle deltaf = 8.3689

Tooth Thickness at Large End se = 5.625 mm

Outside Tooth Thickness = 0.5315

Chordal Thickness sc = 4.967 mm -0.04

-0.1

Chordal Thickness Height hc = 3.35 mm

Comparative Number of Teeth zv = 21.2641

Limit Circumferential Run-out Fr = 0.037 mm

Limit Deviation of Axial Pitch fpt = 0.015 mm

Limit Deviation of Basic Pitch fpb = 0.014 mm

--- Gear 2

Number of Teeth = 132

Unit Correction = -0.4178 (= -1.254 mm)

Tang. Displacement = 0 (= 0 mm)

Pitch Diameter de = 396 mm

Pitch Diameter in Middle Plane dm = 330.82 mm

Outside Diameter dae = 396.549 mm

Outside Diameter at Small End dai = 266.008 mm

Root Diameter dfe = 394.475 mm

Vertex Distance = 29.775 mm

Vertex Distance at Small End = 19.973 mm

Pitch Cone Angle delta = 80.9605

Outside Cone Angle deltaa = 81.4596

Cutting Angle deltaf = 79.5737

Tooth Thickness at Large End se = 3.8 mm

Outside Tooth Thickness = 0.8418

Chordal Thickness sc = 3.355 mm -0.075

-0.175

Chordal Thickness Height hc = 1.136 mm

Comparative Number of Teeth zv = 840.1487

Limit Circumferential Run-out Fr = 0.049 mm

Limit Deviation of Axial Pitch fpt = 0.018 mm

Limit Deviation of Basic Pitch fpb = 0.017 mm

--- Load (Gear 1; Gear 2)

Power P = 6.696; 6.4951 kW

Efficiency = 0.97

Speed n = 830.919; 132.1917 rpm

Torque Mk = 76.9535; 469.1962 Nm

Tangential Force Ft = 2924.2965 N

Normal Force Fn = 3111.9713 N

Direction 1

Radial Force Fr = 1051.1379; 167.2265 N

Axial Force Fa = 167.2265; 1051.1379 N

Direction 2

Radial Force Fr = 1051.1379; 167.2265 N

Axial Force Fa = 167.2265; 1051.1379 N

Circumferential Velocity v = 2.2898 m/s

Resonance speed nE1 = 21200.35 rpm

----------------------------------------------------

Strength Check According to DIN 3991:1988

----------------------------------------------------

Durability Lh = 25000 hour

--- Material Values

&Material designation: DIN 42MnV7; DIN 37MnSi5

Tensile Strength = 932; 880 MPa

Yield Point in Tensile = 686; 635 MPa

Contact Fatigue Limit SigmaHlim = 700; 658 MPa

Bending Fatigue Limit SigmaFlim = 518; 493 MPa

Hardness in Tooth Core = 200; 200 HV

Hardness in Tooth Side = 600; 600 HV

Base Number of Load Cycles in Contact [10^6] = 50; 50

Base Number of Load Cycles in Bending [10^6] = 3; 3

Whler Curve Exponent for Contact = 10; 10

Whler Curve Exponent for Bending = 6; 6

Modulus of Elasticity in Tension [10^3] = 206; 206 MPa

Poisson's Ratio = 0.3; 0.3

Type of Treatment = 0; 0

--- Factors for Contact

Application Factor KA = 1.25

Dynamic Factor KHv = 1.087

Face Load Factor KHb = 1.65

Transverse Load Factor KHa = 1.263

Total KH = 2.829

One-time Overloading Factor KAS = 1

Elasticity Factor Ze = 189.81

Zone Factor Zh = 2.495

Bevel Gear Factor Zk = 0.85

Helix Angle Factor Zbeta = 1

Contact Ratio Factor Zeps = 0.89

Single Pair Tooth Contact Factor ZB = 1; 1

Life Factor Zn = 1; 1

Lubricant Factor Zl = 0.937

Roughness Factor Zr = 1

Velocity Factor Zv = 0.928

Size Factor Zx = 1; 1

--- Factors for Bending

Application Factor KA = 1.25

Dynamic Factor KFv = 1.087

Face Load Factor KFb = 1.65

Transverse Load Factor KFa = 1.405

Total KF = 3.148

One-time Overloading Factor KAS = 1

Form Factor YFa = 2.241; 1.688

Stress Correction Factor YSa = 1.828; 0.771

Teeth with Grinding Notches Factor YSag = 1; 1

Bevel Gear Factor Yk = 1

Helix Angle Factor Yb = 1

Contact Ratio Factor Yeps = 0.712

Alternating Load Factor Ya = 1; 1

Production Technology Factor Yt = 1; 1

Life Factor Yn = 1; 1

Notch Sensitivity Factor Yd = 1.092; 1.112

Size Factor Yx = 1; 1

Tooth Root Surface Factor Yr = 1

--- Results

Factor of Safety from Pitting SH = 1.088; 1.023

Factor of Safety from Tooth Breakage SF = 3.484; 10.627

Static Safety in Contact SHst = 3.431; 3.176

Static Safety in Bending SFst = 7.978; 23.9

Strength Check - True4.8 Arbori

4.8.1 Alegerea materialului Alegera materialului se va face dup felul solicitrii arborilor, precum i de natura acestor solicitri. Pentru solicitri uoare i medii se recomand oeluri de carbon obinuite, mrcile OL50, sau OL60 ( STAS 500/2-80).

4.8.2 Dimensionarea arborilorDimensionarea arborilor se pornete de la determinarea dimensiunilor a capetelor de arbori funcie de momentul de torsiune care este transmis.

Pentru determinarea dimensiunilor capetelor de arbore se folosesc tabelele 9.4 respectiv 9.2, de la paginile 141 i 142 din [1]

Momentul de torsiune pe arbore de intrare :

Nmm Momentul de torsiune pe arbore de ieire :

Nmm

Fig.22 Momente nominale care pot fi transmise de cap.de arbore

Funcie de momentele de torsiune , se alege pentru captul de arbore de intrare diametrul dintrare = 38 mm, iar pentru captul de ieire diametrul diesire = 50 mm.

Fig.23 Abateri limita la diametru nominal d la cap. de arbore

Astfel lungimea captului de arbore de intrare va fi 58 mm, iar lungimea captului arborelui de ieire va fi 82 mm.

4.8.3 Forele rezultate prin angrenare Pentru dimensionarea arborilor este necesar cunoaterea sensului i direciei forelor ce acioneaz n angrenaj.

n Fig.24 Sunt prezentate forele ce acioneaz ntr-un angrenaj conic.

Fig.24 Forte care actioneaza in angrenajul conic

4.8.4 Calculul reaciunilor din lagre

Pentru calculul reaciunilor din lagre se folosete programul MATHCAD, pornind de la fig. 24.

4.8.4.1 Arbore de intraren planul vertical :

NNn plan orizontal:

NN

Fig.25 Formule pentru verificarea arborilor

n MECHsoft arborele este construit pornind de la urmtoarea schi :

Fig.26 Dimensionarea arborelui n MECHSOFTn urmtorul pas sunt introduse punctele de reazem i forele ce acioneaz asupra arborelui :

Fig.27 Fore i reaciuni

Fig.28 Forele ce solicit arborele de intrare

n stnga sunt introduse forele ce acioneaz pe captul arborelui , iar n dreapta forele ce acioneaz din angrenaj conform schiei din fig.24.

Fig.29 Reaciunile din lagre conform MECHSOFTRezultate pentru arbore de intrare

Fig.30 Fore tietoare

Fig.31 Moment de ncovoiere

Fig.32 Unghi de rotaieFig.33 Sgeata

Fig.34 Eforturi de ncovoiere

Fig.35 Eforturi de forfecare

Fig.36 Eforturi de torsiune

Fig.36 Eforturi axiale

Fig.38 Suma eforturilor

Fig.39 Dimensiuni recomandate4.8.4.2 Arbore de ieire

Planul vertical :

N

N

Planul orizontal :

N

N

N

N

Arborele de ieire este este construit dup urmtoarea schi :

Fig.40 Dimensionare arbore de ieren urmtorul pas sunt prezentate reazemele i forele ce acioneaz asupra arborelui :

Fig.41 Fore i reazeme

Fig.42 Forele ce solicit arborele de ieire

Fig.43 Reaciunile din reazeme conform MECHSOFTRezultate pentru arbore de ieire

Fig.44 Fore tietoareFig.45 Moment de ncovoiere

Fig.46 Unghi de rotaie Fig.47 Sgeata Fig.48 Eforturi de ncovoiere Fig.49 Eforturi de forfecare Fig.50 Eforturi de torsiune Fig.51 Eforturi axiale

Fig.52 Suma eforturilor Fig.53 Dimensiuni recomandate4.8.5. Raport pentru calculul reaciunilor din arbori Raport pentru arbore de intrare---------------------------------------------------------------------

02-17-2014 Shaft Generator (Version 4.2.1203)

---------------------------------------------------------------------

Shaft calculation (irrespective of chamfer/fillet and grooves):

Supports [Fry[N], Frz[N], (Sum), Fa[N], Deflection[mm], Rotation[rad]]

-412.0, -1579.6, 1632, 0.0, 0.011245, 0.000114

3336.3, 246.7, 3345, 1051.1, 0.000017, 0.000100

[Deflection[mm], Rotation[rad]] in Place of Loading

0.016473, 0.000154

0.002481, 0.000106

Maximal Stress = 14.1 MPa

Angle of Twist = -0.0307 degrees

Mass = 0 kg

Maximum Deflection = 20.4264 mRaport pentru arbore de ieire---------------------------------------------------------------------

02-05-2014 Shaft Generator (Version 4.2.1203)

---------------------------------------------------------------------

Shaft calculation (irrespective of chamfer/fillet and grooves):

Supports [Fry[N], Frz[N], (Sum), Fa[N], Deflection[mm], Rotation[rad]]

724.9, 3.7, 725, -167.2, 0.000000, 0.000044

2199.4, -1054.8, 2439, 0.0, 0.004023, 0.000029

[Deflection[mm], Rotation[rad]] in Place of Loading

0.005382, 0.000044

0.003219, 0.000034

Maximal Stress = 3.3 MPa

Angle of Twist = -0.0059 degrees

Mass = 0 kg

Maximum Deflection = 7.1837 m4.9 Rulmeni

n construcia reductoarelor sunt foarte rspndite lagrele cu rulmeni. Rulmenii fiind tipizai, alegerea lor se face dup standarde i cataloagele fabricilor productoare pe baza diametrului fusului arborelui pe care se monteaz, a sarcinilor pe lagr i a duratei de exploatare alese iniial.Pentru a adopta un anumit tip de rulment, se va ine seama de : mrimea i sensul solicitrii , turaii, temperatura de lucru, condiii de montaj, exploatare, etc.

Pentru calculul rulmenilor s-a folosit programul MECHSOFT i deoarece cei dor rulmeni de pe arbore sunt identici, s-a dimensionat doar acela care este supus la sarcini mari. n cazul reversrii sensului de rotaie , se schimb doar sensul forei tangeniale i axiale, ceea ce influeneaz suma reaciunilor din lagre.4.9.1 Formule de calcul pentru calculul rulmenilorRulmenii sunt calculai n MECHSOFT cu urmtoarele formule :

Fig.54 Formule pentru calculul rulmenilor4.9.2 Calculul rulmenilor pentru arbore de intrare

Se impune ca durabilitatea necesara a rulmentilor sa fie Lnec= 15000-30000 h dupa recomandarile din tab.5.4, pag. 132, [3].

Din etapa de dimensionare rezulta diametrul d al fusului dulmentului.

In functie de diametrul d se aleg rulmenti radiali-axiali cu bile cu dimensiunile date la pag. 168, tab. 5.15 [3]:

d=50 mm;D=90 mm;CI=CII=37500 N.

Se calculeaza reactiunile HI, HII, VI, VII pentru cei doi rulmenti. Raportate la directiile atasate rulmentului, aceste reactiuni sunt forte radiale, astfel, rezultatele lor sunt chiar fortele radiale FrI, FrII care incarca rulmentii. Calculul reactiunilor se face luand in considerare figura referitoare la montajul in O din tab. 5.14, pag. 163, [3].

Valoarile reactiunilor au fost determinate anterior, ca urmare avem:

Fortele axiale totale din rulmenti se calculeaza dupa metodologia data in tab. 5.14, cazul 2a, pag. 163. [3].

Se compara valorile fortelor radiale: FrI>FrII

Se calculeaza forta axiala din arbore A, care este egala cu forta axiala care actioneaza asupra rotii montate pe arbore.

Se verifica daca: AFrIV

Se calculeaza forta axiala din arbore A, care este egala cu forta axiala care actioneaza asupra rotii montate pe arbore.

A0, => metoda de verificare a rulmentilor este dupa metoda 2c.

pag 162, (5.65), [3]

pag 162, (5.66), [3]

Dupa calculul sarcinilor dinamice echivalente PeIII, PeIV se calculeaza coef. dinamic fd, 5.20, pag. 132 [3].

tab.5.1, pag. 132 [3]

tab.5.2, pag. 133 [3]

tab.5.3, pag. 134 [3]

Se determina sarcina echivalenta de calcul Pec pentru rulmentul III si IV cu relatia 5.21, pag. 132 [3].

Pentru verificarea durabilitatii efective a rulmentilor avem nevoie de urmatorii factori de corectie, a1 pentru o fiabilitate de 98%, a2 factorul de corectie care tine seama de materialul rulmentului, a3 factorul de corectie pentru conditii de functionare neconventionale (acesta se alege functie de parametrul de ungere .

tab.5.7, pag. 137 [3]

tab.5.8, pag. 137 [3]

137 [3]

rot / min

tab 3.15, pag. 73 [3]

5.31, pag. 137 [3]

tab.5.2, pag. 137 [3]

Exponentul p=3 pentru rulmenti cu bile, pag. 130, [3].

Durabilitatea efectiva a rulmentilor se calculeaza cu relatia 5.58, pag.148 [3].

Ambii rulmenti rezista la solicitari si prezinta o durabilitate mai mare decat cea impusa.4.9.5 Calculul rulmenilor pentru arbore de intrare cu programul MechSOFT

Deoarece cei doi rulmenti radiali - axiali cu bile pe de arborele de intrare sunt identici, se verifica doar rulmentul care este supus la sarcini mai mari.

Dupa alegerea optiunii DIN 625 SKF din Component Wizards, alegem optiunea Expert si apoi Check Calculation dupa cum urmeaza:

Fig.55 Ghid pentru calculul rulmenilor Fig.56 Duritatea rulmentului

Fig.57 Sarcini i fore n angrenaje Fig.58 Factor de utilizare

Fig.59 Rezultate rulment arbore de intrare4.9.6 Raport. Rulmeni pentru arbore de intrare----------------------------------------------------------------

02-17-2014 Rolling Bearing Component Wizard (Version 4.3.1010)

----------------------------------------------------------------

--- Guide

Strength Calculation Type: Check Calculation

--- Input

Required Life Lh = 15000 hour

Coeffic. of Add'l Forces fd = 1.2

Working Temperature ft = 100 C

Required Reliability a1 = 90 %

Lubrication Type - Oil

--- Load Conditions

Number of Different Load Conditions Ni = 1

Radial Load Fr1 = 3349.91 N

Axial Load Fa1 = 3818.89 N

Bearing Speed n1 = 830.919 rpm

Work Time t1 = 100 %

--- Bearing type

DIN 628 SKF,Single row angular contact ball bearings SKF

Bearing designation: 7210 BE

Inside Bearing Diameter d = 50 mm

Outside Bearing Diameter D = 90 mm

Bearing Width B = 20 mm

Radius of Bearing Fillet or Chamfer r = 1.1 mm

Min. Diameter of Shaft Shoulder damin = 57 mm

Max. Diameter of Hub Shoulder Damax = 83 mm

Max. Fillet Radius of Shoulder ramax = 1 mm

Bearing Mass m = 0.47 kg

Dynamic loading capacity of bearing = 39000 N

Static loading capacity of bearing = 30500 N

Limiting speed for lubrication by grease [rpm] = 6000

Limiting speed for lubrication by oil [rpm] = 8000

--- Results

Equivalent Dynamic Load P = 4019.89 N

Equivalent Static Load P0 = 3818.89 N

Static Safety Coefficcient s0 = 7.99

Power Loss by Friction Pz = 17.49 W

Necessary Minimum Load Fmin = 390 N

Calculated Bearing Life Lh = 18316.43 hour

Coeffic. of Over-revolving kn = 9.634.9.7 Calculul rulmenilor pentru arbore de ieire cu programul MechSOFT

Deoarece cei doi rulmenti radiali - axiali cu bile pe de arborele de intrare sunt identici, se verifica doar rulmentul care este supus la sarcini mai mari.

Dupa alegerea optiunii DIN 625 SKF din Component Wizards, alegem optiunea Expert si apoi Check Calculation dupa cum urmeaza:

Fig.60 Ghid pentru calculul rulmenilor Fig.61 Duritatea rulmentului

Fig.62 Sarcini i fore n angrenaje Fig.63 Factor de utilizare

Fig.64 Rezultate rulment arbore de intrare4.9.8 Raport. Calculul rulmenilor pentru arbore de ieire----------------------------------------------------------------

02-05-2014 Rolling Bearing Component Wizard (Version 4.3.1010)

----------------------------------------------------------------

--- Guide

Strength Calculation Type: Check Calculation

--- Input

Required Life Lh = 15000 hour

Coeffic. of Add'l Forces fd = 1.2

Working Temperature ft = 100 C

Required Reliability a1 = 90 %

Lubrication Type - Oil

--- Load Conditions

Number of Different Load Conditions Ni = 1

Radial Load Fr1 = 2439.235 N

Axial Load Fa1 = 2780.827 N

Bearing Speed n1 = 132.192 rpm

Work Time t1 = 100 %

--- Bearing type

DIN 628 SKF,Single row angular contact ball bearings SKF

Bearing designation: 7212 BE

Inside Bearing Diameter d = 60 mm

Outside Bearing Diameter D = 110 mm

Bearing Width B = 22 mm

Radius of Bearing Fillet or Chamfer r = 1.5 mm

Min. Diameter of Shaft Shoulder damin = 69 mm

Max. Diameter of Hub Shoulder Damax = 101 mm

Max. Fillet Radius of Shoulder ramax = 1.5 mm

Bearing Mass m = 0.8 kg

Dynamic loading capacity of bearing = 57200 N

Static loading capacity of bearing = 45500 N

Limiting speed for lubrication by grease [rpm] = 5000

Limiting speed for lubrication by oil [rpm] = 6700

--- Results

Equivalent Dynamic Load P = 2926.56 N

Equivalent Static Load P0 = 2780.83 N

Static Safety Coefficcient s0 = 16.36

Power Loss by Friction Pz = 2.43 W

Necessary Minimum Load Fmin = 572 N

Calculated Bearing Life Lh = 941363.64 hour

Coeffic. of Over-revolving kn = 50.684.10 Pene 4.10.1 Formule de calcul pentru calculul penelor Fig.65 Formule pentru calculul penelor4.10.2 Calculul penelor4.10.2.1 Pan capt de arbore de intrare

Ca date de intrare sunt introduse puterea, turaia arborelui, diametrul arborelui pe care se afl canalul de pan,i lungimea acestuia.Materialul ales pentru tipul de pene este OLC 60 cu rezisten de 600 Mpa

Fig.66 Ghid pentru calculul penei arbore intrare

Fig.67 Calculul penei pentru arbore de intrare4.10.2.2 Raport.Calculul penei arbore de intrare

--------------------------------------------------------

02-05-2014 Key Component Wizard : 1 (Version 4.3.1120)

--------------------------------------------------------

Loads:

Power P = 6.696 kW

Speed n = 830.919 rpm

Torque T = 76.954 Nm

Dimensions:

Shaft Diameter d = 38 mm

Key 10x8

Key Length L = 40 mm

Active Key Length Lf = 30 mm

Keyway Length = 58 mm

Joint Properties:

Material = User

Allowable Pressure = 150 MPa

Tensile Strength = 600 MPa

Reduced Allowable Pressure = 150 MPa

Keys [No.] = 1

Reduction Coefficients of Joint Capacity Due to :

- Product. Inaccur. on More Key Joints = 1

- Mounting Type and Character of Load = 1

Calculation Results:

Min. Active Key Length = 6.75 mm

Calculated pressure = 33.752 MPa

Strength Check - True

4.10.2.1 Pan capt de arbore de iesire


Fig.68 Calculul penei arbore de ieire4.10.2.4 Raport. Calculul penei arbore de ieire --------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------

Loads:

Power P = 6.43 kW



Dimensions:


Key 14x9




Joint Properties:

Material = User




Keys [No.] = 1








4.10.2.5 Calculul penei pentru roata dinat


Fig.69 Calculul penei pentru roata dinat4.10.2.6 Raport. Calculul penei pentru roata dinat--------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------

Loads:

Power P = 6.43 kW



Dimensions:


Key 18x11




Joint Properties:

Material = User




Keys [No.] = 1








5. Acesorii carcasa

5. 1 Dop de golire cu filet metric

Alegem dop de golire M12 standardizat, conform fig.8.17 pag.232, [2]5.2 Aerisitor

Alegem aerisitor M12 standardizat, conform fig.8.23 pag.234, [2]5.3 Joja pentru verificarea uleiului

Pentru verificarea nivelului de ulei se utilizeaza joja de verificare standardizata, conform fig.8.21a pag.233, [2]5.4 Inele de ridicare

Pentru ridicarea reductorului si a capacului carcasei utilizam inele de ridicare M12 standardizate, conform STAS 3186 fig, 8.26 pag.235, [2]5. 5 Capac de vizitare

Alegem capac de vizitare standardizat, conform fig.8.24 pag.235, [2]6. Bibliografie1 Antal A.,.a., Reductoare , UT Press, ClujNapoca, 1994

2 Ovidiu Belcin., .a., Organe de Maini, Risoprint, Cluj-Napoca, 2011

3 Dumitru Pop., .a., Lagre cu Rulmeni

4 Vasile Palade., .a., Reductoare cu Roi Dinate

2

memoriu tehnic reductor de turatie cu roti dintate conice 2014

Documents