Universitate : “Dunărea De Jos “ Galaţi

Facultate : Ştiinţa şi Ingineria Produselor Alimentare

Catedra : Organe de Maşini şi Grafica

PROIECT

REDUCTOR DE TURAŢIE

Studentă : Roman Mioara

Anul : II Îndrumător : Asist. Dr. Ing. Buciumeanu Mihaela

Grupa : 12021

Anul universitar 2010 – 2011

CUPRINS

I. Parte de calcul1. Alegerea motorului electric şi a glisierelor2. Stabilirea cinematicii transmisiei3. Calculul transmisiei prin curele trapezoidale4. Calculul angrenajului5. Predimensionarea arborilor şi stabilirea dimensiunilor constructive6. Calculul penelor7. Alegerea rulmenţilor8. Alegerea şi verificarea cuplajului de ieşire din reductor

II. Parte grafică

Desen de ansamblu al reductorului : scara 1:1 (1:2)

1.Alegerea motorului electric şi al glisierelor

Acţionarea utilajelor se realizează în majoritatea cazurilor electric , mişcarea şi puterea fiind astfel transmise de la motor la utilaj printr-o transmisie mecanică.

1.1. Determinarea puterii motorului electric de acţionare Puterea necesară acţionării se determină ţinandu-se seama de rezistenţele utile din utilaj exprimate prin puterea utilă la arborele principal al acestuia şi de randamentul transmisiei mecanice ce face legătura „ motor electric – maşină de lucru ”. Puterea necesară la arborele motorului electric Pe se determină cu relaţia :

Pi – puterea la arborele de ieşire din reductor

- randamentul total al mecanismului de acţionare : =

=

- randamentul transmisiei prin curele trapezoidale :

-randamentul angrenajului :

-randamentul unei perechi de lagăre cu rulmenţi : =

-randamentul ungerii : = 0,99

X – numărul de trepte de angrenare x=1

Y – numărul de perechi de lagăre y=2

Z – numărul de roţi scufundate în ulei z=1

1.2. Alegerea motorului electric Având în vedere tipul sarcinii şi faptul că transmisiile mecanice au destinaţii din cele mai diferite , se recomandă să se aleagă motoare electrice sincrone trifazate cu motorul în scurtcircuit . Pentru alegerea motorului trebuie să se cunoască :

- Puterea necesară acţionării : Pe= 2,334 [kw]- Turaţia la arborele motorului electric : n = 1500 [rot/min]

Se alege :

- Tipul motorului : ASI 100L-28-4

- Puterea : = 3 [kw]

- Turaţia : = 1420 [rot/min]

ASI 100L-28-4

A- Motor asincron trifazat

S - Rotor în scurtcircuit

I – construcţie închisă

100L – gabaritul 100 , ceea ce înseamnă că înălţimea axului maşinii este de 100mm de la planul tălpilor de fixare, iar motorul este executat în lungimea lungă L

28 – diametrul capătului de arbore (mm)

4 – numarul de poli ai motorului care indică viteza de sincronism, respectiv 1500 rot/min

Gabarit A AA AB B BB D E H HD K L100L28 160 52 212 140 130 28 60 112 ---- 10 370

1.3. Alegerea glisierelor

Gabarit motor electric

l1 l2 l3 d b2 b3 b4Şurub întindere

Şurub fundaţie

Şurub cu cap ciocan

100 355 430 470 15 60 --- ---

2. Stabilirea cinematicii transmisiei2.1. Stabilirea raportului total de transmitere al transmisiei mecanice

=

=1,252,8 = 3,55

Determinarea turaţiilor arborilor

a. Turaţia la arborele de intrare în reductor :

- turaţia nominală a motorului electric

b. Turaţia la arborele de ieşire din reductor :

rot/min

Determinarea puterilor la arbori :

a. Puterea la arborele de intrare în reductor :

= [kw]

P1 = 2,3340,920,99 P1 = 2,125 [kw]

b. Puterea la arborele de ieşire din reductor :

= [kw]

Pi = 2,1250,920,980,96 [kw]

Pi = 1,839 [kw]

Determinarea momentelor de torsiune ale arborilor :

a. Momentul de torsiune la arborele de intrare în reductor :

= [Nmm]

= [Nmm] = 0,0179 = 17900 [Nmm]

b. Momentul de torsiune la arborele de ieşire din reductor :

= [Nmm]

= [Nmm] = 47097,6 [Nmm]

3. Calculul transmisiei prin curele trapezoidale :

Transmisia prin curele realizează transferul energetic între doi sau mai mulţi arbori, datorită frecării dintre un element intermediar flexibil , cureaua , montat pretensionat şi roţile de curea fixate pe arbori.

3.1. Alegerea tipului şi materialului curelei

Tipul curelei se alege in funcţie de puterea transmisă Pe şi de viteza unghiulară we a roţii conducătoare .

= [rad/s]

= [rad/s]

Curea trapezoidală tip SPZ : = 63 180 ; = 1,25 = 90 mm

Tipul curelei l(mm) h(mm) b(mm)Ac[ ]

[rad]

SPZ 8,5 8 2 0,697

l – lăţimea primitivă

h – inălţimea profilului

b - distanţa de la fibra neutră la baza mare a trapezului

- unghiul dintre flancurile active

Grupa Fmax [Hz] -1[N/m2]

S 40 80

Grupa S: cauciuc, pânză cauciucată, şnururi cablate

Viteza periferică a curelei [m/s]

= 0,5e Dp1 max

e [rad/s] ; Dp1 [m] ; max = 40 [m/s]

=0,5148,630,09 = 6,68 [m/s]

Diametrul primitiv al roţii conduse Dp2 [m]

Dp2 = Ic Dp1

Dp2 =1,2590 STAS: Dp2 =112

Dp2 = 112,5 mm

Distanţa preliminară dintre axele roţilor A[mm]

0,75(0,09+112) A 2(0,09+112) = 196,15 [mm]

224.18

Unghiul preliminar dintre ramurile curelei [rad]

Lungimea primitivă a curelei Lp [mm]

1grad = pi/180 [rad]

Lp=2196,15cos0,0637+ (90+112)+0,0637(112-90)

Lp=392,3+317,14+1,4014 Lp=711,8414

LpSTAS =710

Frecvenţa incovoierilor curelei f [Hz]

f = 18,817

Diametrul primitiv mediu

Dpm = 0,5( - ) Dpm = 0,5202 Dpm = 101

Distanţa reală intre axele roţilor transmisiei A [mm]

Recalcularea unghiului dintre ramurile curelei [rad]

Unghiul de înfăşurare a curelei pe roata conducătoare, 1 [rad]

1 = -

1= 3,14-0,112 1 = 3,028 [rad]

2,10 rad 3,028 rad 3,14 rad

- Numarul de curele preliminar, Z0

Cf – coeficientul de funcţionare Cf = 1,2

Cz – coeficientul numărului de curele Cz= 0,95

Cz = 0,95 pentru Z0= 1....3

Cz = 0,90 pentru Z0= 4....6

Cz = 0,85 pentru Z06

=0,84

=1,00 [rad]

=1,82 [kw]

Forţa utilă din curele Fu [N]

Densitatea de lungime a masei curelei ,

Coeficientul de frecare

=0,35+0,012 [m/s]

=0,430[m/s]

Coeficientul de frecare aparent

Coeficientul de suprasarcină K1 = 1

K1 =1,0...........2,0

Forţele de întindere parţiale din ramurile transmisiei

= 354.39

Forţele totale din ramurile

Forţa cu care curelele solicită arborele condus

Unghiul rezultantei cu planul orizontal [rad]

Tensiunea de tracţiune

Tensiunea de incovoiere

Tensiunea maximă din curea ,