proiect im ii isb

8/16/2019 Proiect Im II ISB

1/67

UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTI

INGINERIA SISTEMELOR BIOTEHNICE

PROIECTSUBANSAMBLU

ARBORE REDUCTOR

Mtrez = 100 Nmm nML = 340 rpm

ng = 3000; 1500; 1000; 750 rpm

Indrumator proiect: Studenti: Cristescu Andreea-Catalin Dr. ing. ILIE FILIP Plesoianu Sergiu-Gabriel

Tames Ana-Maria

Voinescu Andreea

Grupa: 734

AN UNIVERSITAR 2015 - 2014

1


2/67

1. NOTIUNI PRIVIND PROIECTAREA

TRANSMISIILOR MECANICE

1.1. Consideratii generale

Proiectarea reprezinta lucrarea tehnico-economica, bazata pe munca de conceptie si are carezultat documentatie tehnica. Aceasta documentatie, conform STAS 6269-80, se descompune din:

documentatia de studiu, documentatia de baza, documentatia tehnologica si documentatia auxiliara.

a) Documentatia de studiu

A.Tema de proiectare, care este impusa de beneficiar si care trebuie sa contina o serie de cerinte cumsunt:

- caracteristicile tehnice ale transmisiei:• puterea transmisa ca valoare maxima si ca mod de variatie in timp;• turatiile la arborele de iesire ca sens si marime;• tipul motorului de actionare si caracteristicile de functionare ale acestuia;• caracteristicile constructive ale transmisiei;

- conditii de exploatare:• locul de instalare al sistemului mecanic;• influenta sistemului mecanic asupra vecinatatilor care se conditioneaza reciproc(vibratii, gaze, climat,

abur, praf);• intretinerea sistemului mecanic;• piese de schimb.

- prescriptii care pot cuprinde printre altele:• breviare de calcul;

• norme de tehnica securitatii;• standarde, norme departamentale si de ramura;• caiete de sarcina;• drepturi de brevetare.

- aspecte financiare privind:• cheltuieli cu proiectarea transmisiei mecanice;• pregatirea fabricatiei;• documentatia tehnica;• realizarea prototipului;• incercarile prototipului;• realizarea fabricatiei pentru seria de fabricatie zero.

- executia transmisiei mecanice la care va fi precizat:• numarul de bucati;• marimea lotului de fabricatie;• ateliere de fabricatie cu dotarile necesare;

- conditii de transport, montaj, depozitare;2


3/67

- domenii posibile privind utilizarea si utilitatea transmisiei mecanice.

B. Studiul tehnico-economic are ca scop fundamentarea tehnico-economica a temei de proiectare.Acesta cuprinde calculele si consideratiile privind economicitatea dar si eficacitatea transmisieimecanice, prin studierea mai multor variante de transmisii existente, precum si a unor transmisii noi.

C .Proiectul de ansamblu reprezinta proiectul tehnic propriu-zis, dimensionarea si productia de

ansamblu a transmisiei mecanice. El contine desenul de ansamblu al transmisiei mecanice, calcule siipoteze de dimensionare pentru elementele principaleale transmisiei mecanice, cum ar fi:

- angrenaje cilindrice cu dinti drepti sau inclinati, angrenaje conice, angrenaje melc roata melcata;- transmisii prin curele sau prin lant;- cuplaje;- sistemul de ungere al transmisiei;- verificarea eficacitatii si a posibilitatii de obtinere a performantelor cerute in tema;- aprecieri privind aspectele economice.

D. Memoriu tehnic de calcul justificativ urmareste rezolvarea problemelor de dimensionare a diverselor elemente componente sau subansamble, stabilirea solutiilor constructive si de verificare a transmisiei

mecanice in ansamblu, precum si a organelor de masini componente. Problemele de dimensionare si de verificare se refera la calcule cinematice si energetice, calcule de

rezistenta, calcule geometrice, de durabilitate, calcule de bilant termic. Transmisiile mecanice se proiecteaza in principal, la faza de proiect etic, pe baza efectuarii

calculelor de rezistenta, de dimensionare si de verificare. In calculele de rezistenta, prezinta un deosebitinteres cunoasterea si evaluarea cat mai exacta a solicitarilor, elementelor componente ale transmisieimecanice.

E. Desenele de executie si desenul de ansamblu (subansamblu) pentru prototip si seria zero seintocmesc conform reglementarilor in vigoare (SR ISO 5457-94). Scopul intocmirii lor este realizareaelementelor componente ale transmisiei mecanice. In cadrul desenelor de executie, se urmareste

stabilirea formei geometrice si de pozitie a elementelor geometrice, a microgeometriei suprafetelor, precizarea materialelor si a tratamentului termic si termochimic aplicat pentru fiecare piesa componentaa transmisiei mecanice. Continutul desenelor de executie cuprinde reprezentarea grafica a piesei sicotarea conform standardelor, conditii tehnice inscrise in campul desenului si a indicatorului.

F. Documetele incercarii si omologarii prototipului sau seriei zero cuprinzand buletinele de incercari,referatele necesare si sursele bibliografice precum si caietele de sarcini.

b) Documentatia de baza completeaza documentatia de studiu si cuprinde 7 elemente componente :

A. Desenele de executie se intocmesc cu scopul realizarii pieselor componente ale transmisiei mecanice.

In cadrul desenelor de executie, se urmareste stabilirea formei geometrice a piesei, a precizieidimensionale, a preciziei formei geometrice si de pozitie a elementelor geometrice, a microgeometrieisuprafetelor, precizarea materialului si a tratamentului termic sau termochimic, aplicat pentru fiecare piesa componenta a transmisiei mecanice. Continutul desenelor de executie cuprinde reprezentareagrafica a piesei si cotarea conform standardelor, conditii tehnice inscrise in campul desenului si alindicatorului. In cazul desenelor de ansamblu sau subansamblu, pe langa continutul inscris in desenelede executie prezentate mai sus, acestea trebuie sa cuprinda tabelul de componenta, caracteristici tehnico-functionale, conditii de montaj.

3


4/67

Calitatea suprafetelor se prescrie, in primul rand, prin intermediul rugozitatii( in cazuri deosebitesi prin intermediul ondulatiilor), conform STAS 5730/1…2-85. Valorile rugozitatilor sunt alese infunctie de procedeele tehnologice de prelucrare a suprafetelor.

Tolerantele generale, dimensionale si tolerantele generale geometrice ale elementelor faraindicatii de toleranta ale pieselor sau ansamblelor, prelucrate prin aschiere, se prescriu conform STAS2300-88.

Tolerantele dimensionale lineare si unghiulare ale elementelor pieselor se prescriu alaturi decotele nominale, conform STAS 8100-68.

Tolerantele formei geometrice si de pozitie a elementelor geometrice se stabilesc dupa STAS739/1…6-74.

In tabelul 1.7 sunt recomandate tolerantele la rectinilitate (TFr), la planeitate (TFP), la formadata a profilului (TFp) si la forma data a suprafetei(TFs).

In tabelul 1.8 sunt recomandate tolerantele de circularitate (TFc) si la cilindricitate (TFC). In tabelul 1.9 sunt recomandate tolerantele la parallelism (TPI), la perpendicularitate (TPd), la

inclinare (TPi) si la bataia frontala (TBf). In tabelul 1.10 sunt recomandate tolerantele la coaxialitate si la concentricitate (TPc), la simetrie

(TPs), la intersectare (TPx) si la bataia radiala (TPr). Aceste tolerante se prescriu in desen prin simboluriinscrise in casute. Toate aceste tabele mentionate mai sus se gasesc in Indrumarul de Proiectare (Ed. BREN, Ilie Filip).

Observatie: In cazul tolerantelor la planeitate sau la forma data a suprafetei, prin dimensiune nominalase intelege lungimea laturii mai mari a suprafetei, daca conditia se refera la intreaga suprafata, saulungimea prescrisa (de referinta) a suprafetei, daca se refera la o portiune a suprafetei. Prin dimensiune nominala se intelege lungimea prescrisa (de referinta) la care se refera conditia de paralelism, perpendicularitate sau inclinare, respectiv diametrul prescris la care se refera toleranta bataiifrontale (daca nu se prescrie o valoare a diametrului de referinta, prin diametrul nominal se intelegediametrul maximal al suprafetei frontale).

B. Schemele au ca scop reprezentarea grafica a functionarii si constructiei transmisiei mecanice. Acesteacontin schemele cinematice, diagramele de functionare si schemele de fiabilitate.

C. Desenele de instalare au ca scop legaturile transmisiei cu elementele la care se racordeaza. Deexemplu, legaturile cu masina motoare, cu masina de lucru, cu postamentul (fundatia).

D.aietul de sarcini se intocmeste cu scopul indicarii tuturor conditiilor tehnice, privind executia,incercarea, exploatarea si verificarea. Aceste conditii tehnice nu sunt stabilite prin standarde, nu sunt prescrise pe desenul de executie si contin denumirea, caracteristicile si performantele transmisieimecanice, conditiile de calitate, de executie de functionare, prescriptii pentru verificari, conditii deexploatare, conditii de asamblare, depozitare si transport.

E. !ista standardelor" a normelor si a instructiunilor cu caracter republican sau international care se

refera la transmisia mecanica si la conditiile de calitate a acesteia.

F.alculele speciale sunt recomandate pentru transmisiile de mare precizie, in special pentruechilibrarea pieselor aflate in miscare de rotatie, precum si pentru calculul parametrilor privind controlulunor angrenaje cu importanta deosebita asupra bunei functionari a transmisiei .

G. #orderoul documentatiei de ba$a se intocmeste conform STAS 4659-80.

H. Documentele incercarii si omologarii prototipului sau seriei zero cuprind buletinele de incercari,referatele necesare si sursele bibliografice, precum si caietele de sarcini.\

4


5/67

1.2. Generalitati

Proiectarea este activitatea tehnica si economica mintala, desfasurata de la ideea tehnica sau de la problema concreta pusa de procesul de productie, pana la totalitatea indicatiilor precizate indocumentatia tehnica pentru realizarea produsului.

De la ideea tehnica pana la transpunerea ei in elemente tehnice concrete, materializate prindesene, este nevoie de studiu in desfasurarea caruia sunt parcurse mai multe faze care implica o muncade conceptie tehnica si economica sub aspectul combativ dar, cel mai adesea si sub aspect creator .

Manifestarea concurentei pe piata exprima masura in care societatea este capabila sa stimulezecreativitatea agentului economic in actiunea sa de exercitare a activitatii economice eficiente .Concurenta este cea care impune agentilor economici gasirea celor mai eficiente modalitati decombinare si utilizare a factorilor de productie. Numai in conditii de concurenta si de libertate a preturilor cumparatorul poate cauta si alege vanzatorul cu oferta cea mai avantajoasa prin calitate si pret,iar agentul economic este stimulat in cautarea acelor solutii economice care sa-i asigure eficientaeconomica maxima. Intr-o economie concurentiala, ineficienta este imediat “sanctionata” prineliminarea de pe piata a agentului economic respectiv.

Din legile pietei si concurentei din libertatea agentilor economici de a actiona conform propriilorinterese, in libertatea preturilor decurg atat dinamismul, cat si eficienta unei economii, cautarea sigeneralizarea accelerata a procesului tehnico-economic, orientarea permanenta spre satisfacereatrebuintelor “consumatorului-rege”.

Un alt factor important in realizarea unui produs este reprezentat de calitate, insemnandcapacitatea unui produs de a raspunde unor nevoi specifice sau unor exigente .

Intr-o economie “sanatoasa” sa produci inseamna:- mai mult;- mai repede;- mai ieftin;- mai bine;- la momentul oportun.

In Romania economia este in proces de dezvoltare, ceea ce implica anumite compromisuri si incazul strategiilor concurentiale si de aceea pentru o buna afirmare pe piata trebuie combinate elemente

din cele doua strategii. Revenind la partea tehnica a proiectului, putem spune ca transmisiile mecanice se proiecteaza, in principal, la faza de proiect tehnic, pe baza efectuarii calculelor de rezistenta, dedimensionare si de verificare. In calculele de rezistenta, prezinta un interes deosebit cunoasterea sievaluarea cat mai exacta a solicitarilor, elementelor componente ale transmisiei mecanice. Acestearezulta, in principal, din datele temei de proiectare. Din acest punct de vedere, sarcinile masinii de lucrusunt transmise la masina motoare prin intermediul transmisiei mecanice.

1.3. Stabilirea schemei cinematice si a valorilor constructive

Pentru realizarea transmisiei mecanice in vederea antrenarii sistemului de filtrare a apei (ML), se propun mai multe variante constructive, din care trebuie sa alegem doar trei.

Datele pe baza carora alegem motorul electric, transmisia intermediara, reductorul si angrenajulsunt:- motorul electric este un motor de curent electric alternativ asincron;- momentul rezistent la arborele masinii de lucru: M t rez = 100 Nm;

- turatia arborelui masinii de lucru: nE = 340 rpm;- turatia de mers in gol a motorului electric ales are una din valorile: 3000, 1500, 1000,750

rpm. In principiu transmisia mecanica necesara antrenarii sistemului de filtrare se compune din:• motor electric ME

5


6/67

• transmisie intermediara cu element flexibil(curele trapezoidale,curele dintate si lanturi) TEF• redactor cilindric cu roti dintate intr-o treapta de reducere R • cuplaj standardizat C• masina de lucru ML

2. MEMORIUL TEHNIC DE CALCUL

2.1 Calculul cinematic si energetic al transmisiei mecanice

Calculul cinematic si energetic al transmisiei mecanice presupune calculul rapoartelor de

transmitere, turatiilor pe fiecare arbore, puterilor si momentelor primite sau transmise de fiecare arbore.Calculul rapoartelor de transmitere si calculul turatiilor pe fiecare arbore al transmisiei,

reprezinta calculul cinematic al transmisiei mecanice (calculul de forta al transmisiei mecanice).Calculul rapoartelor de transmisie cuprinde: calculul raportului total de transmitere T i (al intregii

transmisii mecanice si calculul rapoartelor de transmitere intermediare (al transmisiei cu elementflexibil- TEF i , al reductorului cu roti dintate- Ri etc.).

a) alculul raportului de transmitere (calculul cinematic)%

ML

ME

e

iT

n

n

n

ni == unde in este turatia la intrare, en este turatia la iesire

4.41340

15002

2===

rpm

rpmni

ML

g

T η

6

8.82340

30001

1===

rpm

rpmni

ML

g

T η


7/67

2.94340

100033

===rpm

rpmni

ML

g

T η

2.20340

75044

===rpm

rpmni

ML

g

T η

Cum rapoartele de transmitere sunt standardizate, conform STAS 6012-82, cele 4 valori alerapoartelor totale obtinute prin calcul se vor standardiza si ele conform STAS 6012-82 si rezulta ca:

91

=T i

4.52

=T i2.80

3=

T i

2.244

=T i

b) Stabilirea rapoartelor de transmitere intermediare

Raportul total de transmitere T i este egal cu raportul rapoartelor de transmitere intermediare(

RTEF ii , etc. ). Deci: RTEF T iii ⋅=Se impune o valoare standardizata pentru 5,2≤TEF i si RTEF ii < , conform STAS 6012-82 si

rezulta valorile pentru Ri ce se vor standardiza conform aceluiasi STAS 6012-82.

Impunem:

4.52

__9__ 11!

===TEF

T

Ri

ii

2.51.8

4.522!

===

TEF

T

Ri

ii

1.751.6

2.803

3===

TEF

T

Ri

ii

1.61.4

2.244

4===

TEF

T

Ri

ii

Aceste valori ale lui Ri se standardizeaza astfel :

1.6

1.8

2.5

4.5

4

3

2

1

=⇒

=⇒

=⇒

=⇒

R

R

R

R

i

i

i

i

Dar STAS RTEF STAS T iii .. ⋅= , rezulta:

7

STASS

STASS

STASS

STASS

i

i

TEF 3

TEF 4

= 1.6

= 1.4

iTEF 1= 2⇒

i TEF 2= 1.8 ⇒

⇒

⇒

i TEF =2


8/67

4

3

2

1

=

=

=

4.5 ⋅2=9

2.5 ⋅1.8 = 4.5

1.8 ⋅1.6= 2.88

1.6 ⋅1.4= 2.24

=

STAS T

STAS T

STAS T

STAS T

i

i

i

i

Observatii1. Prin cuplajul C ca element de legatura intre arborele de iesire al reductorului cu roti dintate, R si

arborele de intrare al masinii de lucru, ML se transmite puterea si turatia integeral (fara pierderi);2. In continuare mersul de calcul va ultiliza numai valorile STAS ale rapoartelor de transmitere;3. Valorile recomandate ale rapoartelor de transmitere, pentru transmisii mecanice cu o treapta de reducere

sunt date in tabelul 2.2.(pag 16) din Indrumarul de proiect.

c) alculul turatiilor pe fiecare arbore al transmisiei mecanice

Turatia arborelui motorului electric este chiar turatia arborelui I al transmisiei mecanice:

rpmn

rpmn

rpmn

rpmn

nnn

I

I

I

I

g ME I

750

1000

1500

3000

4

3

2

1

=

==

=

==

rpmn

rpmn

rpmn

rpmni

nn

II

II

II

II

TEF

I II

535.711.4

750

6251.6

1000

833.331.8

1500

15002

3000

4

3

2

1

==

==

==

==⇒=

rpmn

rpmn

rpmn

rpmni

nn

III

III

III

III II

III

37,2341.4

535.71

390.6224.2

625

462.961.8

TEF

833.33

750 2

1500

4

3

2

1

==

==

==

==⇒=

8

rpmn

rpmn

rpmn

rpmn

nnn

IV

IV

IV

IV

ML III IV

234.37

390.62

462.96

750

2

3

2

1

=

=

=

=

==


9/67

== nn ML I II 4 382.65rpm ⇒n g =750 rpmSe observa ca turatia cea mai apropiata de turatia de mers in gol a motorului electric este

750rpm.Valoriile obtinute pentru turatii sunt valorile efective ale turatiilor pe fiecare arbore.Adoptam STAS : 6.1=TEF i si Ri = 2

d) alculul puterilor pe fiecare arbore

In general puterile se modifica ca urmare a pierderilor prin frecare ce au loc in timpulfunctionarii transmisiei mecanice (randamentele cuplelor de frecare η ),micsorandu-se de la intrarea intransmisia mecanica catre iesirea din transmisia mecanica.

In functie de datele initiale, impuse prin tema de proiectare, se determina puterea si turatia deactionare, iar cand acesta este standardizat, se impune alegerea corecta.

96,0

98,0

99,0

===

TEF

a

rIII

η

η

η

Toate aceste valori au fost alese conform tabelului 2.3 pag 17 din sursa

bibliografica.

Cunoscand momentul rezistent la arborele masinii de lucru rez Mt se poate determina la arborelemasinii de lucru :

kW P

P

kW P

P

kW P

P P

kW n M

P

P P rpmn

kW P M Mt

rIII

ML

III

rII a

III II

TEF

II

ME I

MLrez t

ML

IV ML

ML

ML MLt rez

8.01

8.3499.098.0

8.01

8.6896.0

8.34

7.85

10301030

10

][

][10

30

7.85

0.9922

22

66

3

,

6

,

===

=⋅

=⋅

=

====

=⋅

750 ⋅103 ⋅ 100⋅=

⋅

⋅⋅⋅=⇒

=⇒⋅⋅==

η

η η

η

π π

π

2.2 Alegerea variantelor constructive optime

a) &legerea motorului electric

Motorul electric este standardizat conform STAS 1893-87 sau 881-88, in functie de puterea situratia efectiva la arborele motorului electric. Motorul electric este un motor asincron de uz general.

Conform STAS puterea nominala Pn = 3 kW si turatia nominala nn = 700 rpm. Astfelcaracteristicile motorului electric asincron de uz general sunt :

• Tipul motorului : AE 132 M-8

9


10/67

• Turatia nominala: nn = 700 rpm• Curent nominal In = 36 A• Randamentul η = 78%• I p/ In = 5• M p/Mn = 1.6• Mmax/ Mn = 2• Masa este 95 kg• P0ME = 2.56 [u.m/kg]

• PMEef = 3 kW

• nMEef = 700 rpm

Montaj pe talpi:

K = 12 mmA = 216 mmB = 17 mm

C = 80 mmH = 132 0

−0,5mm

F = 10h9 L = 488 Capat de arbore:

D = 38K6

E = 80 GA = 41.3 HD = 333

b)alculul momentelor transmise de fiecare arbore

x

x xt

n

P M ⋅⋅= 6, 10

30

π ;

x=I;II;III;IV

rpmn

rpmnn

II

MEef I

535.71

750

=

==

ML IV III

nnrpmn === 382.65

10


11/67

Nmmrpm

kW M

Nmmrpm

kW M

Nmmrpm

kW

tI M

tIII

tII

199900.6125.228

01.1210

30

148846.325.456

5.1210

30

110522.15

6

6

=⋅⋅=

=⋅⋅=

=30

⋅106⋅ 8.68

=

π

π

π 750

M tIV

c)&legerea capetelor de arbori

Se face conform STAS 8724/3 si STAS 8724/2-71, functie de momentul transmis de fiecare (arboremomentul de torsiune de calcul, capabil sa-l transmita arborele ).In acelasi timp se aleg abaterile limita(tolerantele),clasa de precizie si dimensiunile pentru lungimea capetelor de arbori (seria lunga si seriascurta din anexa 2.3 pag102).In ceea ce priveste lungimea capatului de arbore, aceasta poate fi aleasaserie scurta sau serie lunga.

mmd Nm M M

mmd Nm Nm Nmm M

mmd Nm Nm Nmm M

mmd Nm Nm Nmm M

caIV tIV tIII

caIII tIII

caII tII

caI tI

40199.9006

40199.9006199900.6 10199900.6

38148.846148846.3

35110.522110522.15

3

3

3

=⇒==

=⇒=⋅==

=⇒=148846.3 ⋅10==

=⇒=110522.15 ⋅10==

−

−

−

d caI = 35mm ⇒

⇒ abateri limita :+0.018…+0.02l ca (lungimea ) :-serie lunga 80

:-serie scurta 58d caII = 38mm ⇒abateri limita :+0.018…+0.02

cal ⇒ :-serie lunga 110 :-serie scurta 82

⇒= mmd caIII 40 abateri limita :+0.018…+0.02

cal ⇒ :serie lunga 110 :serie scurta 82

⇒= mmd caIV 40 abateri limita :+0.018…+0.02

cal ⇒ :serie lunga 110:serie scurta 82

In figura se pot observa capete de arbore cilindrice :

11

= M tIII = 199900.6 Nmm


12/67


13/67

G1,2=70 mm; h=70mm; H=100mm; m1= 205mm; m2= 180mm; n1=120mm; n2= 27.5mm; masa=14kg;cantitatea de ulei =0.9 l.

Aceleasi date influenteaza si marimea reductorului in cazul firmei NEPTUN dinRomania. Marimea reductorului aleasa este tot 80N, deoarece valoarea cea mai apropiata puteriinominale transmise de reductor este P1N =15.635 kW.Reductor cilindric cu o treapta de reducere 1H-B.

De marimea reductorului depind si restul caracteristicilor reductorului:A1=270 mm; A2=65 mm; A4 = 15 mm; A5= 180 mm; A6=210 mm; B1=65 mm; B2=70 mm; B4= 130 mm;B5= 40 mm; B6=160 mm; H=100 mm; H1=210 mm; H2=18 mm; H3=18 mm; O1=12 mm; d1=28

mm; L1= 42 mm; d2=35 mm; L2=58 mm; cantitatea de ulei= 2 l; masa reductorului =27 kg.

Pentru a lua o decizie corecta in privinta alegerii tipului de reductor (dupa firmele Neptun sauFlender ) este necesara efectuarea unei comparatii intre caracteristicile principale ale celor doua firme.

Firma FLENDER Firma NEPTUN PunctajFlender

Punctaj Neptun

kW P E F =10 siP1N= 12.5 kW

kW P E N =10.42 siPN = 15.635 kW

0 1

Masa 14kg; Masa 27 kg 1 0

Cantitatea de ulei 0.9 l Cantitatea de ulei 2l 0 1

Din acest tabel putem observa ca firma NEPTUN din Romania a obtinut un punctaj mai bun asadar vomfolosi reductorul produs de aceasta firma. Singurul inconvenient in folosirea acestui tip de reductor estemasa lui care este vizibil mai mare decat cea a reductoarelor produse de firma Flender din Germania.

2.3 Analiza variantelor posibile de antrenare a transmisiei mecanice

Se vor analiza 3 variante posibile de antrenare cu elemente flexibile a transmisiei mecanice (TEF) asistemului biotehnic si anume:

13


14/67

1. Transmisie prin curele trapezoidale (TCT)2. Transmisie prin curele dintate sincrone (TCD)3. Tansmisie prin lant (TL)

2.3.1 Proiectarea transmisiei prin curele trapezoidale (TCT)

Calculul transmisiei prin curele trapezoidale este standardizat in STAS 1163 -78 . Calculul

urmareste alegerea curelei trapezoidale, geometria transmisiei prin curele trapezoidale, numarul decurele, forta de intindere initiala si forta de apasare pe arborii transmisiei, determinarea durabilitatiicurelei, precum si proiectarea rotilor de curea.

a) &legerea curelei trape$oidale si dimensionarea transmisiei In calcul se considera a fi cunoscute puterea de transmis P [kW] , turatiile rotilor conducatoare

n1 , respectiv conduse n2 [rot/min] sau una dintre turatii si raportul de transmitere iTEF = iTCT .Alegerea tipului de curea se efectueaza pe baza “transmisiei de referinta” (transmisii

conventionale cu performante cunoscute, determinate in conditii de laborator de catre firmele producatoare de curele trapezoidale.) Exista doua tipuri de curele trapezoidale: clasice sau inguste si sedetermina in functie de puterea de transmisie si turatia rotii motoare. Tendinta actuala este de a se utilizecurele trapezoidale inguste , care pot functiona si cu frecvente mai mari.

Din calculele anterioare am determinat PI = 8.68 kWn1= 750 rpm

Acestor valori le-a corespuns tipul de curea trapezoidala ingusta : Profil SPA iar diametrul primitiv alcurelei trapezoidale Dp1 ≤ 180 mm.

Conform STAS 1163-71 diametrul primitiv al rotii conducatoare este:D p2 = (1 – ξ ) D p1 iTEF

Unde : - ξ alunecarea elastica (2%)- D p1 diametrul primitiv al rotii conducatoare, ales la valoarea standardizata- D p2 diametrul primitiv al rotii conduse, care la randu-i se standardizeaza.

14


15/67

- iTEF raprtul de transmitere iTEF = 1.6

D p2 = (1 – 0.02) 180 1.6 = 282.24 mm

Conform STAS 1163-71 diametrul primitiv al rotii conduse este:

Viteza periferica a rotii conducatoare se considera egala cu viteza de deplasare a curelei.

v1 ≤ vadm =50m/s (in cazul curelelor trapezoidale inguste)

v1 =100060

7.06≤

50 m / ⋅

180 ⋅750=

⋅π

v1 ≤ vadm (Adevarat) conditia a fost indeplinita.

Alegerea distantei dintre axe A12*, nefiind impusa din considerente geometrice, se adopta inintervalul de valori :

0.7(D p1 + D p2 ) ≤ A12* ≤ 2(D p1 + D p2 )0.7(180 + 280) ≤ A12* ≤ 2(180 + 280)

322 ≤ A12* ≤ 920

Adoptam

Lungimea orientativa primitive a curelei se determina in functie de distanta dintre axe sidiametrele primitive ale rotilor:

( ) ( )mm Lp 9.19303004

180280

2

280180

6002*

2

=⋅

−

+

+⋅

+⋅=

π

Aceasta lungime orientativa calculate se standardizeaza la valoarea cea mai apropiata recomadata L p .

Am ales

Odata aleasa lungimea primitive standardizata L p se recalculeaa distanat dintre axe , exacta A12,care rezulta din ecuatia de grad 2:

Dp2 =280 mm

A12*

= 600 mm

Lp = 2000 mm

15


16/67

8A122 – 2 [2 L p – π(D p1 + D p2 )] A12 + (D p2 – D p1) 2 = 0 8A122 – 2 [2 2000 – π 460] A12 + 10 000 = 0 8A122 – 5109.73 A12 + 10000 = 0

3.25789389=∆

mm A

mm A

96.1

79.634

2

1

==

Adoptam :

Unghiul dintre ramurile curelei γ :

γ = 2 arcsin 083,0arcsin2600*2

180280=

−

γ = 9.56

si unghiurile de infasurare a curelei pe roata conducatoare respective condusa β1, β2 :

β1 =180- γ β2 =180+ γβ1 = 170.44° β2 = 189.56°

β1 = 170,44°β2 = 189.56°

Calculul preliminar al numarului de curele z0 :

unde : - P puterea pe arboreal rotii conducatoare P=8.68- cf coeficientul de functionare cf = 1.3- cL coeficientul de lungime al curelei cL = 0.96

- cβ coeficientul de infasurare al curelei pe roata mica (roata conducatoare)cβ = 0.97- P0 puterea transmisa de o curea.Poate fi determinata in functie de diametrul primitive al rotii

conducatoare, raportul de transmisie si turatia motorului electricP0 = 4.14 kW

Z0 = 2.4714.497.096.0

=⋅⋅

8.68 ⋅1.1

In functie de z0 se determina numarul final de curele:

A12 = 600 mm

16


17/67

Unde : cz coeficient ce tine seama de faptul ca sarcina nu se transmite uniform prin cele z0 curele.

9.00=

2.47=

z

z =c

2.74 z

z ≤ zmax (Adevarat) conditia a fost indeplinita

z= 3 curele

Verificarea frecventei indoirilor:

f ≤ f a

unde : - x numarul de roti de curea al transmisiei- f a frecventa maxima admisa f a = 40 Hz

f = 7.06 Hz001,02000 ⋅

7.06 ⋅2=

f ≤ f a (Adevarat) conditie a fost indeplinita

Forta de intindere initiala F0 si forta de apasare pe arbori Fa se determina cu relatiile:F0 =(1.5…2)Fu Fa = (1.5…2)Fu

in care forta utila Fu transmisa se determina astfel:

Fu1807.06

1000⋅8.68

= 2 ⋅110522.15=

Fu = 1229.46

Astfel F0 =(1.5…2)Fu = 1.6 1229.46 = 1967.13 NFa = (1.5…2)Fu = 1.7 1229.46 = 2090.08 N

b) Determinarea durabilitatii curelei trape$oidaleDurabilitatea efectiva de rezistenta la oboseala a curelei trapezoidale se apreciaza prin numarul

de ore de functionare.Pentru acesta vom determina raportul dintre lungimea primitive a curelei L p sidurabilitatea Lh iar apoi vom calcula durata efectiva de functionare.

F0 = 1966 N

Fa ~ 2091 N

17


18/67

P j = 2.898.68

= 3

= z

P

1810

180==

!

"p

!

cm

L!

Lp 2109.0=

22,29,0

2

==!

c) Proiectarea rotilor de cureaRotile pentru curele trapezoidale sunt standardizate in STAS 1162-84. Dimensiunile geometrice

ale canalelor in care patrund curelele trapezoidale permit functionarea atat a curelelor clasice cat si acelor inguste cu conditia sa aiba acelasi l p.

Elementele geometrice principale ale rotilor de curea trapezoidale se calculeaza cu ajutorulurmatoarelor relatii:

Diametrul exterior DeDe = D p + 2n + 2(r 1 + h1 ) (1- sin α/2)

De1 = D p1 + 2n + 2(r 1 + h1 ) (1- sin α/2) = 180 + 2 3.3 + 2(1 + 10)(1- sin 38)== 195.18 mm

De2 = D p2 + 2n + 2(r 1 + h1 ) (1- sin α/2) = 280 + 2 3.3 + 2(1 + 10)(1- sin 38)== 205.18 mm

Diametrul interior Di

Di1 = 180 + 2•3.3 - mmtg

148.3734,0

13180

3443.0

13=+=

Di2 = 280 + 2•3.3- mmtg

248.3734,0

13280

3443.0

13=+=

Latimea B:

B = a + 2(r 1+h1) cos α/2B = 13 + 2(1+10)cos 19= 33,80 mm

Diametrul interior DeDe = D p + 2(n + h1)

De1= D p1 + 2(n + h1) = 180 +2( 3.3 + 10) = 206.6 mm De2= D p2 + 2(n + h1) = 280 +2( 3.3+ 10) = 306.6 mm

18


19/67

Latimea BB = a + 2(r 1 + h1) (1 + cos α/2)B = 13 + 2(1 +10) (1 + cos 19) = 36.94 mm

Latimea Bm Bm = a+ 2(r 1+h1) cosα/2 +(a+2h1)(z-1)

Bm = 13 + 2(1+10)cos19 + (13 +2*10)(3-1) == 99.80 mm

Pentru a compensa alungirea curelei trapezoidale, in cazul in care distanta dintre axele de rotatieale arborilor se mentine constanta, se folosesc role de intindere . Aceste role se monteaza pe ramuracoondusa, dispunerea ei putand fi pe partea interioara sau exterioara a curelei.Controlul intinderii cureleise face dupa un timp de functionare al transmisiei.Transmisiile prin curele se protejeaza cu aparatori dintabla sau plasa de sarma.

2.3.2 Proiectarea unei transmisii prin curele dintate sincrone (TCD)

urelele dintate sincrone sunt aplicatii eficiente, utilizate in vaste domenii in care se impun parametrii, al caror algoritm este conceput intr-o mare masura in vederea eficientizarii tehnico-economice, astfel:

• Sincronism de antrenare• Absenta intretinerii ( lubrificare si retensionare)•

Functionare silentioasa.

In functie de dimensiunea pasului lor, decurge o clasificare referitoare la modalitatea de folosintain maniera cea mai benefica, intrucat curelele cu:

• Pas mai mic decat 5mm ↔ micromecanica (informatica, masini de scris, camere video,elemente de automatizare)

• Pas cuprins in intervalul (5;14) mm ↔ industria alimentara, aparatura electrocasnica, motoarecu ardere interna, motoare eoliene, masini unelte → datorita faptului ca acestea functioneaza laturatii ridicate, sunt utilizate ca transmisii de putere, in vederea atenuarii zgomotului siechilibrarii vitezei de lucru a lanturilor

• Pas mai mare decat 14 mm ↔ submarine nucleare → atenuarea zgomotului.

Acest tip de transmisie are o serie de avantaje, fapt pentru care detin o frecventa utilizare:• Raport de transmitere riguros constant• Capacitate portanta mare, puteri pana la 400 kW• Viteze periferice mari de pana la 80 m/s• Zgomot redus in functionare• Intretinere usoara

Realizarea curelelor sincrone:

19


20/67

• dantura simpla dispusa sa interior • dantura dubla cu dinti simetrici sau dacalati.

Proiectarea transmisiilor prin curele dintate:• dimensionarea curelei dintate sincrone si stabilirea geometriei transmisiei prin curea• proiectarea rotilor de curea si asigurarea conditiilor de montaj• verificarea conditiilor de montaj corect.

Elemente cunoscute in calculul de proiectare al unei transmisii prin curele dintate sincrone:• puterea de transmisie P [kW]• turatiile rotiilor conducatoare n1, n2 [rpm] sau una dintre turatii si raportul de transmitere iTCD• conditiile de lucru si gabaritul transmisiei (diametrul maxim al rotilor dintate, distanta dintre axe

care poate fi adoptata constructiv).Curele dintate asincrone:• cu profil trapezoidal → cele mai des utilizate• cu profil curbiliniu HTD (normele kleber) → cele mai performante.

Dimensionarea curelei dintate sincrone;

• alegerea profilului curelei• stabilirea geometriei transmisiei• determinarea latimii si lungimii curelei.

a) &legerea profilului curelei se face in functie de :• puterea de calcul (puterea de transmisie corecta) Pc [kW]

PC= cf * P I

facem trimitere la pag.21 tabelul 2.6 – Valori pentru coeficientul de regim de lucru(cf ) si tabel 2.19 –Coeficientul regimului de lucru pentru transmisia prin curele dintate (cf )

cf = 1,6P = PME ,unde PME= PML/nT PC = 1.6 • 8.68 = 13.88 kW

facem trimitere la pag.32, Fig.2.7 din a carui grafic rezulta tipul curelei: XH. Cu ajutorul acestuirezultat ne intoarcem la pag.31 de unde preluam rezultatul standardizat al pasului curelei de22,225[mm]

p= 22,225 mm

•

turatia rotii mici de curea n1 [rpm]

Geometria curelei dintate sincrone este stanardizata prin norme internationale (ISO 5294) siredata in figura de mai jos:

20


21/67

\

b ) Stabilirea geometriei transmisiei Asigurarea unui gabarit minim al transmisiei si numarul mare de dinti aflati in contact direct cucureaua obliga o alegere exacta a numarului de dinti a rotii mici ,z1. Acest lucru este necesar pentru omai mare durabilitate si a asigurarii unei viteze sub limita maxima admisa.

Dd1,2 = 34.12718225.22

=

⋅

π

, unde

z1= 18 dintiDd1 = 127.34 mm

v = =⋅

⋅⋅

100060

11 n "d π 5 m/s

iT = ni / nen1 = 750 rot/min ( turatia efectiva )n2 = 535.71 rot/min (turatie reductor )

z2 = 1.4

Dd2 = 27

⋅ 18 => z2=25 dinti

⋅

2,225/ Π = 205.158 mm

c) Determinarea latimii si lungimii curelei

L* = 2A*12 + P/2 (z1+ z2) + p2 (z2-z1)/ 4Π

2 A*12 , unde:

(0,7…2)(Dd1+Dd2)≤A*12 ≤2(Dd1+Dd2)332.49 mm≤A*12 ≤664.996

Adoptam A*12 = 400 mm

L* = 2∙400 + 22.225/2 (18+25)+ 22,225²∙(25-18)/4π²∙400

= 1290.091 mm

zc = [ z*

c]

21


22/67

z*c = L*/ p = 1290.091/22,225 = 58.04 => Zc=58dinti

L = 58∙22,225 = 1289.05 mm

2A212 – A12 [L – p/2 (z1+z2)] + p2(z2 – z1)

2/ 4Π2 = 0

2A212 – A12 [1289.05 – 22,225/2 (18+25)] + 22,2252 (25 – 18)2 / 4π ² =

2A212 – A12 ∙811.22+ 613.83= 0

Δ = 23578.188

A12 = (811.22± 808.18 ) / 4 => A112 = 0.76 mm A212 = 404.85 mm

Aproximarea a fost corecta, deci distanta dintre axe se pastreaza conform rezultatului:

A12 =404.85 mm

Determinarea numarului de dinti ai pinionului aflati in contact cu dintii rotii de curea

( $ona de infasurare pe roata mica) %

zβ = [z1/2 – pz1/2Π2A12 (z2 – z1)]

zβ = 18/2 – [22,225∙18/2∙π2∙404.85]∙(25–18) = 9-0.35= 8.65

[x] = zβ =9indeplineste conditia zβ ≥ 9

P0 = (Fa – mv2)v / 1000

facem trimitere la pag.35 tabel 2.22, urmarind profilul trapezoidal cu pasul de curea “XH”, carapartine conform calculelor, astfel:Fa = 4100 Nm = 1,2 kg/m b0 = 101,6 mmsiv = 5 m/s (calculata anterior)

P0 = [(4100 – 1.2∙5²)∙5]/1000 = 20.35 kWb = b0 [(Pc/ P0)∙ k zβ]

1/1.14

k zβ = factor de corectie=1 (datoria conditiilor de la pag.35, functie de intervalul: zβ < 6 (se admite) zβ ≥ 6 (este recomandabil)

in cazul nostru, incadrarea se plaseaza in cea de-a doua,si optima, conditie.Prin urmare,factorul decorectie este 1.

22


23/67

b = 101,6 [(13.88/20.35)∙1]1/1.14= 72.83 mm

rezultatul se rotunjeste la valoarea nominala cea mai apropiat urmatoare: b = 75 mm

De1 = Dd1- 2 dp= 127.34 – 2.794= 124.546 mm

De2 = Dd2 – 2 dp= 205.158 – 2.794 = 202.364 mm

F0 = Fa/2 (b/b0)1.14 + mv2 b/b0 = 4100/2 (72.83/101.6)

1.14 + 1.2∙52∙(72.83/101.6) =2770.31 N

04 F

L F f

r p

⋅

⋅

≅

F p ≈ 4F0∙ f/Lr = F0/15 = 184.68 N

13.80

10006.101=) ⋅ _ 5 _ (1⋅1.051 ⋅4100 −

77.303 ⋅1.2 ⋅5 2=

t P

facem trimitere la pagina 39, conditii si concluzii:

daca f < 0,85 F p → cureaua este subtensionatadaca f > 1,15 F p → cureaua este supratensionata

Proiectarea rotilor de curea dintata

Roata de curea are dintii dispusi echidistant pe periferie si poate avea sau nu flanse laterale care sa permita ghidarea curelei si totodata sa evite aruncarea laterala a curelei de pe roata.De regula una din

roti trebuie sa aiba flanse laterale pe cand la cealalta nu este obligatoriu.Rotile de curea pot fi

confectionate din otel sau fonta.

Index morfologic

Proiectarea unei transmisii prin curele dintate sicrone

P = puterea de transmisie

Cf = coeficient de functionare

iTCD = raportul de transmitere = n1/n2

Pc = puterea de calcul (puterea de transmitere corecta)

n1 = turatia rotii mici de curea

23


24/67

H = codul/simbolul de pas al curelei (stabilit la intersectia dintre Pc si n1)

z1 = numarul de dinti a rotii mici (a rotii de curea infasurata)

z2 = numarul de dinti a rotii conduse (determinat pe baza raportului de transmitere)

Dd1 = diametrul de divizare (diametrul nominal minim al rotii de curea)

Dd2 = diametrul de divizare al rotii conduse

v = viteza maxima de utilizare a curelei

L* = lungimea orientativa a curelei

A*12 = distanta dintre axe, orientativa

p = pasul de baza echivalent al curelei respectve

zc = numarul de dinti ai curelei, zc = [ zc* ]

L = lungimea curelei

A12 = distanta dintre axe, definitiva

zβ = numarul minim de dinti ai pinionului aflati in contact cu dintii rotii de curea

k zβ = factorul de convectie al numarului de dinti ai rotii mici de aflati in contact cu dintii curelei

P0 = puterea transmisibila a curelei dintate sincrone

b0 = latimea de baza a curelei

b = latimea curelei

Fa = forta maxima admisibila in curea cu latimea b0

m = masa curelei pe unitatea de lungime a curelei

v = viteza curelei

Pt = puterea capabila transmisa

Dd = diametrul de divizare corespunzator unui diametru al cilindrului fictiv

De = diametrul exterior al rotii ( diametrul de varf al dintelui )

dp = grosimea fata de linia primitiva a curelei (standardizata)

hd = inaltimea dintelui rotii (standardizata)

rp = raza de curbura a capului dintelui

r1 = raza de curbura a piciorului dintelui

lp = coarda golului dintelui masurata la piciorul acestuia (standardizata) 2θ = unghiul la varf al golului dintelui (standardizat)

h1 = dimensiunea flansei laterale (standardizata)

Lr = lungimea ramurii libere a curelei la punctul de contact dintre cele doua roti

f = sageata, ce contribuie la intinderea corecta a curelei

Fp = forta necesara incovoierii

24


25/67

2.3.3 Proiectarea unei transmisii prin lant (TL)

Proiectarea unei transmisii prin lant presupune rezolvarea urmatoarelor etape:• Alegerea lantului si stabilirea geometriei transmisiei;• Verificarea lantului la uzare,la rupere, la obosealaa elementelor zalelor,spargere a roleror prin

soc;•

Proiectarea rotilor de lant;• Montajul, reglarea si protectia transmisiilor prin lant.

-Transmisie prin lant-

a)&legerea lantului si calculul geometriei transmisiei

In calculul transmisiei se considera cunoscute: felul masinii motoare si masinii actionate,pozitia relativaa celor doua masini,conditii speciale de gabarit,de durabilitate, frecventa pornirilor si a opririlor dar si

puterea de transmisie Ief P si turatia rotii conducatoare Ief n .

rpmn

kW P

Ief

Ief

750=

=8.68

Alegerea lantului de transmisie se face in functie de puterea limitata admisa " P si de turatia rotii de

lant Ief n folosind diagrama de la pag 43(fig2.11) din indrumarul de laborator.

kW kW

c

P P

p

Ief

" 9.430.92

8.68===

pc este coeficientul de incarcare si se alege in functie de TLi raportul de transmisie mecanica prinlant de numarul de dinti ai rotii z si de coeficientul de suprasarcina c din tabelul 2.31 (pag 45).

Asadar conform diagramei lantul este lant dublu de tip 10A c# pa#l p'"*+In continuare se alege numarul de dinti ai rotii conducatoare z z1=27 din tabelul 2.29 (pag

42).

25


26/67

40256.1121

2=⋅=⋅=⇒= z i z

z

z i TEF TEF

si

TEF i = raportul de transmitere al transmisiei cu element flexibil

2 z = numarul de dinti ai rotii conduse

Principalele date constructive a lantului dublu cu role si zale scurte (STAS 5174-66)

Simbolullantului

Pasul[mm]

Sarcinaminima de

rupere[kN]

Latimeainterioaramin

a [mm]

Latimea pesteeclisele

interioaremax1a [mm]

Latimea pesteeclisele

exterioaremin2

a [mm]

Diametrulexterior al

roleimax1d [mm]

10A 15,85 44 9,53 13,84 13,97 10,16

Diametrulinterior al bucseimin2

d [mm]

LatimeaecliseiInterioare

max1$

[mm]

Latimeaecliseiexterioare

max2$ [mm]

Diametrul boltuluimax3d

Distantaintre randurie [mm]

Ariaarticulatieilantului

310 d a A =

Masa pemetru liniar q[kg/m]

5,13 15,09 13 5,08 8,11 70,70 1,95

Calculul distantei dintre axe 12* A

mm p A

mm p z z

A

A A A

1270875,158080

45.328875,154025

max

21

min

max12*

min

=⋅=⋅=

=⋅+

=⋅+

=


27/67

022

2 22

1221

112122 =⋅

−+⋅

+−− p

z z p

z z % A A

π

mm A

mm A

A

A A

43.1

60.502

4

34.100206.1008

031.143606.10082

122

121

12

12122

=⇒

=⇒

±=

=+⋅−

Adoptam mm A 60.50212 = pt ca este cea mai apropiata valoare de valoarea mm A 50012*

= impusainitial in sens orientativ.

Unghiul dintre ramurile lantului: &

A

z z p649.8

60.5022

)2540(875,15arcsin2

2

)(arcsin2

12

12=

⋅⋅

−=

⋅⋅

−=

π π γ

Unghiul de infasurare a lantului pe rotile de lant 12β

00000

2

000

1

649.188649.8180180

351.171649.8180180

=+=+=

=−=−=

γ β

γ β &&

Viteza lantului v[m/s];

Conditie: m'' adm /3.7=≤

n z p' I 4.96m /

100060100060

1 =⋅

15.875 ⋅ 25 ⋅ 750=

⋅⋅⋅

=

b)Verificarea lantului

Calculul de verificare a lantului consta in:- calcul la uzare a lantului-calcul de rezistentala rupere, laoboseala a elementelor zalelor

-calcul de rezistenta la solicitari(distrugerea prin spargerea rolelor sau a bucselor)

(alc#l de rezitenta la #zare a lant#l#i

Acest calcul se apreciaza prin presiunea efectiva de contact intre rola si boltul lantului.

ca f r#admm pccc pd a )

F p

*

31

1 ⋅⋅⋅=≤⋅⋅

=

unde:- g c# F F F F ++=1 =forta din ramura conducatoare

• =='

P F #

1000forta utila de transmisie [kN]

P(puterea de transmis)=13.02kWv(viteza lantului)=4.96m/s

N F # 26254.96

02.131000=

⋅=

• c F -componenta din forta centrifuga care solicita lantul la tractiune F = * ⋅' 2=1,95 ⋅ 4.962c =47.97N

q = masa lantului pe metru liniar [kg/m] , masa pe care o gasim in tabelul de mai sus v = viteza lantului[m/s]• g F - forta de intindere a lantului datorata greutatii celor doua ramuri ale transmisiei [N]

' = 4.96m /

27


28/67

3

12 10−

⋅⋅⋅⋅= A* g c F t g

052,10100

26.502

100

25.6052.108

6.502

8

12

12

=⋅

=⋅

=

=⋅

=⋅

=

r

t

A

Ac

s- sageata ramurii conduse

N A* g c F 91,6110100095.11025.61033

=⋅⋅⋅⋅=⋅⋅⋅⋅=

−−

g

t

12

F 1 =2625+47.97+61.91= 2734.88 N

- Pa pm08.584.132

2734.8819.44 ⋅106=

⋅⋅=

- #c = coeficientul regimului de ungere se alege din tabelul 2.33 si 2.34(pag 50), in functie de metodade ungere si de viteza de lantului. 1=#c

- =rc coeficientul regimului de solicitare , se adopta din fig 2.51(pag51) in functie de c1= c 1=rc

- f c = coeficientul drumului de frecare

3 75.41

1.6

+

+⋅≈

TL

p

!

TL f

i

A

L

ic

! L = durata de functionare exprimata in ore ; ! L poate valori imtre 8000-10000 ore. Ad&pt ! L +,--- &re

p A =distanta dintre axe exprimata in numar de pasi ai lantului

mm p

A A p 65.31

875,15

6.50212 ===

TLi =raportul de transmitere

TLi =1.6

916.075.46.11

65.31

8000

6.11.6 3 =

+

+⋅≈ f c

f car#ad m c pcc p ⋅⋅⋅=*

adm p = presiunea admisibila

ca p* =presiunea de contact admisibila.Conform tabelului 2.35 pag 51(in functie de viteza lantului side numarul de dinti ai rotii conducatoare)

ca p* =20.5 MPa

MPaadm

p p admm 20.39 ⋅106≤17.37 ⋅106 ( FALS )⇔≤

1 F = 2734.88 N

Pa pm = 19.44 ⋅106

p =1⋅1⋅20.5 ⋅0.916 =17,37 =17.37 ⋅106 Pa padm =17.37 ⋅10

6 Pa

28


29/67

CONCLUZIE.Dupa cum se poate observa relatia de mai sus nu se verifica deci nu este indicatafolosirea tansmisiei prin lant.

Calculul de rezistenta la rupere a elementelor zalelor lantului:Rezistenta elementelor zalelor lantului se calculeaza la solicitare variabila (solicitare de oboseala).Solicitarea statica se exprima prin intermediul coeficientului de siguranta cst:cst = Sr/F1≥cadmst = 7

716.08

72734.88

44000

..

..

=≥=

=≥=

t adm

t adm

cc t

cc t

Sr – sarcina statica minima de rupere a lantuluiF1 – forta din ramura conducatoareCalculul de solicitare variabila a lantului se exprima prin coeficientul de siguranta cv si se determina infunctie de sarcina statica de rupere, de forta din ramura conducatoare si de coeficientul de suprasarcinacs:

5

544000

5F1cs

Sr cv

..

..

==

=≥=

=≥⋅

=

'adm

'adm

1.25 ⋅2734.88

12.87 ≥

cc'

cadm'c'

c

Calculul de rezistenta la soc a rolelor sau a bucselor:Calculul de rezistenta la soc a elementelor lantului consta in limitarea turatiei rotii mici de lant si afrecventei angrenarii zalelor de lant cu dintii rotilor de lant:n1≤n1max adm

5012.37

5010115

25750

.max115

11

≤=

≤⋅

⋅=

≤⋅

⋅=

fx

fx

adm fx x

z n fx

c) Proiectarea rotilor de lantMaterialul, forma si dimensiunile lantului depind de:- tipul lantului(cu bolturi,bucse sau role)- felul si marimea lantului(simplu ,multiplu)- conditiile de exploatare(sarcina,viteza)- conditiile de montaj

Semifabricatele necesare rrealizarii rotilor de lant se executa prin:- forjare(matritare)

- turnare- din elemente sudateAcestea sufera si o prelucrare mecanica ulterioara in functie de forma rotii, marimea,diametrul dedivizare, si de seria de fabricatie(nr de bucati ce urmeaza a fi fabricate in urma unei comenzi). In figurade mai jos se poate observa un exepmlu de roata de lant in executie normala.

29


30/67

Forme constructive recomandate pentru roti cu diametelor de divizare mici

Forma constructiva recomandata pentru roti cu diametre de divizare medii si mari.

"imeni#nile fr&ntale ale dant#rii r&til&r de lant pentr# lant#ri c# r&le i zale c#rte

1. Pasul de coarda p=15,875 (pasul lantului).

2. Diametrul de divizare mm

z

p "d 66.126

25

180sin

875.15

)/180sin(1

1 =°

=°

=

mm z

p "d 33.202

40

180sin

875.15

)/180sin( 22 =

°=

°=

3. Diametrul nominal al rolei lantului 16.101 =d mm (conform standardelor lantului)4. Diametrul de fund mmd " "i d 50.11616.1066.126111 =−=−=

mmd " "i d 17.19216.1033.202122 =−=−=

5. Diametrul de varf mmd p " " d e 34.13625.1 111max =−+=

mmd p " "d e

01.21225.1122max

=−+=

mmd z

p " " d e 359.1316.1

1 11

11min =−

−+=

mmd z

p " " d e 41.2076.1

1 12

22min =−

−+=

6. Diametrul rolei calibru mmd d c 16.101 ==

7. Dimensiunile peste role M1= mmd z " cd 57.136

90cos

1

1 =+°

⋅ (pt. nr impar de dinti)

30

D5=109.56 mm


31/67

M2= mmd z " cd 49.212

90cos

2

2 =+°

⋅ (pt. nr par de dinti)

8. Raza de curbura a locasului rolei mmd R 13,516.10505.0505.0 1min1 =⋅=⋅= (am ales profilminim)

mmd d R 28.5069.0505.0 3 11max1 =⋅+⋅=

9. Unghiul lacasului rolei °=°−°=°−°= 4,136259014090140

1

1max z

δ

°=°

−°=°

−°= 75.13740

90140

90140

2

2max z

δ

°=°

−°=°

−°= 64.11925

90120

90120

1

1min z

δ

°=°

−°=°

−°= 75.11740

90120

90120

2

2min z

δ

10. Raza de curbura a flancului dintelui mm z d R 91,32)225(16.1012.0)2(12.0 11min2 =+⋅=+=

mm z d R 67.14410)1801600(16.10810)180(8 332

21max2 =⋅+⋅⋅=⋅+= −−

F&rma i dimeni#nile axiale ale dant#rii r&til&r de lant

1. Latimea dintelui mma . 86.853.993.093.0 min1 =⋅=⋅=

2. Latimea danturii mme . . 97.1611.886.82 1 =+=+=3. Iesirea dintelui f = 0.1…1.15∙p ; Aleg f =0.1∙15.875=1.58

4. Raza de iesire minima mm p R 875.15min3 ==5. Raza efectiva de racordare mm R ef 3.04 = 6. Diametru obadei rotii la obada rotii

mmctg R$ z

ctg p " ef 41.11013,021305.125

180875.151205.1

1804max1

1

15 =−⋅−⋅−

°⋅=−−−

°⋅=

mmctg R$ z

ctg p " ef 26.18413,0209.1505.140

180875.151205.1

1804max1

2

25 =−⋅−⋅−

°⋅=−−−

°⋅=

d)Montajul reglarea si protectia transmisiilor prin lant

Pozitia relativa a masinii de lucru si a masinii motoare trebuie astfel aleasa incat ramuraconducatoare sa fie sus.Daca acest lucru nu este posibil din motive exceptionale atunci se apeleaza lautilizarea unor dispozitive de reglare.In cazul unui montaj corect se impune asigurarea paralelismului axelor arborilor transmisiilor si acoplaneitatii rotilor de lant.Distanta dintre axe are in vedere realizarea unei sageti corespunzatoare datade greutatea lantului si care cadreze in anumite limite.Dispozitivele de reglare au rolul de a intinde ramura condusa,de a regal marimea unghiurilor deinfasurare a lantului, de alimita amplitudinile vibratiilor care pot aparea in timpul functionarii.

31


32/67

Protectia transmisiilor cu lanturi se realizeaza cu ajutorul unei carcase simple sub forma de U, in cazulincarcari si turatii reduse si cu ajutorul unei carcase complet inchise, pentru incarcari si turatii ridicate.Elemetele principale ale transmisiei prin lant precum si componentele carcasei sunt prezentate in figurade mai jos.

1. orificiu de observatie2. orificiu de alimentare cu ulei3. deschideri laterale pentru reglarea distantei dintre axe4. bazin de ulei5. indicator de nivel al uleiului6. dop de golire7. sistem de etansare8. '.8 arbori9. streasina de dirijare ulei si de izolare fonica10. flanse de asamblare11. elemente de asamblare a carcasei.

Alegerea elementului flexibil optim

TL TCD TCT PunctajTL

PunctajTCD

PunctajTCT

m'

m'

perif

adm

/4.96

/3,7

==

m'

m'

perif

adm

/5

/40

==

m'

m'

perif

adm

/7.06

/50

==

1 0 0

mm A 6.50212 = mm A 615.8512 = mm A 60012 =0 1 0

mm "d 66,1261 = mm "d 34,1271 = mm "d 1801 =1 0 0

Se poate observa din tabel ca varianta optima pentru transmisia mecanica (TEF) a sistemului biotehniceste transmisia prin lant. Dar din verificarea lantului => presiuniil pm ≤ padm nu verifica si am ales caelement flexibil optim TCD (transmisiile prin curele dintate sincrone).

2.4 Proiectarea unui angrenaj cilindric exterior cu dinti inclinati

32


33/67

Calculul de proiectare a unui angrenaj cilindric cu dinti inclinati are la baza metodologia de calculcuprinsa in STAS 12268-84 si 12223-84, particularizata conditiilor de functionare a angrenajelor dintransmisiile mecanice uzuale.Date initiale:

Nmm M M

rpmn

kW P

tII tp

IIef

IIef

56,261624

480

50,12

==−

=−

=−

2.4.1 Determinarea elementelor dimensionale principale ale angrenajului cilindric

exterior cu dinti inclinati

In urma calculului de dimensionare al angrenajului se determina:• distanta dintre axe a12• modulul normal al danturii mn• unghiul de inclinare a danturii β• numarul de dinti ai celor doua roti dintate z1 si z2 ce formeaza si angrenajul• distanta de referinta dintre axe a012

a) Distanta dintre axe-a,Distanta minima dintre axe se determina din conditia ca dantura angrenajului proiectat sa reziste la

oboseala la presiunea hertziana de contact(pitting), folosindu-se urmatoarea relatie de calcul:

Avand in vedere faptul ca lucram cu danturi durificate (D>350HB) am ales K H =105000 MPa Masinamotoare are o functionare uniforma, iar masinia de lucru genereaza socuri medii;astfel am ales

K A = 1.25 Deoarece dantura rotii este durificata , iar amplasarea pinionului este simetrica intre reazeme ψd =0.5Alegerea valorii pentru ψd se datoreaza si clasei de precizie cu care se executa angrenajul cilindric sianume clasa 5-6.Pentru alegerea σH lim se adopta odata cu materialul din care se executa rotile dintate[MPa].Materialulales este otel laminat de calitate OLC45 (STAS 880-80) la care se aplica tratament termic.Astfel σH limse calculeaza cu relatia σH lim =24DF ,unde DF-duritatea flancului[HRC].Am ales DF=59HRC. Dincalcul deducem ca σH lim =24 ● 59 = 1416 MPa Intrucat raportul de transmisie i12 ≥1 (angrenaj redactor, i12 =iR - raportul de transmitere al angrenajului

reductor) u=i12 =iR =1.6.

In constructia reductoarelor de turatie, distanta dintre axe este standardizata prinSTAS 6055- 82. Modul de adoptare a distantei standardizate este urmatorul:daca distanta dintre axe amin12 este cuprinsa intre doua valori consecutive standardizate ak STAS si ak+1 STAS ,adica ak STAS ≤ amin12 ≤ ak+1 STAS, se adopta:

33


34/67

amin12=ak STAS daca ak STAS ≤ amin12 < 1.05 ak STAS sauamin12=ak+1 STAS daca 1.05 ak STAS < amin12 ≤ ak+1 STAS.

Conform STAS 6055-82 valorile distantei dintre axe intre care este cuprinsa valoarea distantei minime amin12 =131,24mm, sunt ak STAS =125mm ak+1 STAS =140mm.In urma verificarii conditiilor sus amintite

a12 =125mm daca 125 ≤ 128,869 < 131,25 , ( Adevarat) a12 =140mm daca 148,05 < 128,869 ≤ 140, ( Fals)

constatam ca valoarea standardizata a distantei dinte axe este :

b) Modulul normal al danturii rotilor dintate - mnModulul normal minim al danturii rotilor dintate care formeaza angrenajul se determina din

conditia ca dantura sa reziste la rupere prin oboseala la piciorul dintelui.Relatia de calcul a modulului normal minim este :

Pentru danturi durificate am ales valoarea K F=1.7 σF lim se adopta odata cu materialul din care se fabrica rotile dintate[MPa].Cum am precizat anteriormaterialul folosit este otel laminat de calitate OLC45 (STAS 880-80), iar valoarea aleasa pentru σF lim=210 MPa

In constructia angrenajelor modulul danturii este standardizat prin STAS 822-82. Rationamentulde adoptare a modulului standardiat este urmatorul: daca mn min este cuprins intre doua valoriconsecutive standardiate mk STAS si mk+1 STAS , ambele mai mari de 1mm, adicamk STAS ≤ mn min ≤ mk+1 STAS se adopta:

mn = mk STAS daca mk STAS ≤ mn min < 1.05 mk STAS saumn = mk+1 STAS daca 1.05 mk STAS < mn min ≤ mk+1 STAS

mn =1.5 mm

a12 =40mm

34


35/67

constatam ca valoarea standardizata a modulului danturii este :

mn= 1.5 mm

c) Stabilirea unui unghi de inclinare a dintilor rotilor dintate- Unghiul de inclinare al danturii rotilor dintate se recomanda , din considerente tehnologice , sa

aiba o valoare intreaga masurata in grade. Pentru ca masinile de danturat san u se regleze pentru fiecareroata ce urmeaza a se dantura , se recomanda ca valoarea unghiului de inclinare sa fie β=10° avand invedere faptul ca rotile dintate au danturi durificate superficial.

β= 10°

d)alculul numarului de dinti ai rotilor dintate care formea$a angrenajul $ si $ ,Din considerente geometrice si cinematice se determina mai intai numarul probabil de dinti al

piciorului z1* :

Numarul de dinti z1 ai pinionului (rotii mici conducatoare) se recomanda a se alege la valoareaintreaga cea mai apropiata sau imediat mai mica decat z1* . Astfel :

In functie de numarul de dinti ai rotii conducatoare se stabileste si numarul de dinti ai rotiiconduse. Si in cazul numarului de dinti z2 se recomanda alegerea acestuia la valoarea intreaga cea maiapropiata sau mai mica. Astfel se adopta:

z2 =30 dinti

Valoarea modulului danturii standardizata este :

e)Distanta de referinta dintre axe- a.,Distanta de referinta dintre axe (distanta dintre axe in cazul cand angrenajul ar fi nedeplasat) este:

Intre distanta dintre axa standardizata a12 si distanta de referinta dintre axe a012 trebuie sa fie

z1 =19 dinti

mn= 1.5 mm

35


36/67

indeplinite conditiile:

(Adevarat)

Ambele conditii au fost indeplinite.

Concluzii :1.In urma calculului de predimensionare al angrenajului cilindric cu dinti inclinati s-a stabilit

distanta dintre axe, modulul normal al danturii , unghiul de inclinare al danturii rotilor, numarulde dinti ai pinionului si respective ai rotilor, distanta de referinta dintre axe.2.Numarul de dinti z1 si z2 adoptat pentru pinion si roata trebuie astfel alese incat abaterea

raportului de transmitere san u depaseasca abaterea admisibila.Pentru aceasta se calculeaza mai intairaportul de transmitere efectiv:

iR = i12ef =1 19

2 30= 1.57=

z

z

Relatia de verificare a abaterii raportului de transmitere este:

|i12 STAS – i12ef |

Δi = 100% ≤ Δia , undei12 STAS

Δia =3 % pentru reductoare cu o treapta de reducere (cazul nostru) Δia =2.5 % pentru reductoare cu mai multe trepte de reducere

|1.6 – 1.57 |Δi = 100= 1.87 % ≤ 3 % conditie indeplinita

1.6

2.4.2.Calculul geometric al angrenajului cilindric exterior cu dinti inclinati

Elementele geometrice ale angrenajului trebuie calculate cu o precizie sufficient de mare (minim patru zecimale exacte).

a)/lementele cremalierei de referintaDaca generarea danturii se face cu freza melc, se obtin la dantura rotii elementele cremalierei

de referinta care sunt standardizate prin STAS 821- 82.:• h0a, h0f , h0 ,c0 ,p0 ,e0 =s0

36


37/67

• α0= αn = 20°• h0a* =1• h0f * =1.25• c0* =0.25• c0*max =0.35

Relatiile de calcul prin care se stabilesc elementele cremalierei de referinta sunt :

b)alculul coeficientilor deplasarilor specifice ale danturii x n si x n,Pentru determinarea coeficientilor deplasarilor specifice ale danturii se vor calcula in prealabil.

• Unghiul profilului danturii in plan frontal:

• Unghiul de rostogolire frontal:

• Suma deplasarilor specifice ale danturii

37


38/67

mm

• Numarul de dinti ai rotilor echivalente zn1 si zn2:

La alegerea coeficientului deplasarii specifice a danturii pinionului trebuie avut in veddeplasarea specifica sa fie sufficient de mare pentru a evita subtaierea danturii, dar totodata, nmare, pentru a nu se produce ascutirea capului dintilor.

Pentru calculul deplasarii specifice xn1 se va folosi relatia:

Pentru danturile durificate se foloseste λ = 0.7

c) /lementele geometrice ale angrenajului

• Modulul frontal :

mm

• Diametrele de divizare d1 si d2 :

• Diametrele de baza d b1 si d b2 :

38


39/67

• Diametrele de rostogolire dw1 si dw2 :

• Diametrele de picior df1 si df2 :

• Diametrele de cap da1 si da2 pot fi calculate cu sau fara asigurarea jocului la picior c0. Relatia cucare se determina diametrele de cap fara asigurarea jocului la picior este:

Diametrele de cap da1 si da2 fiind determinate fara asigurarea jocului la picior c0 , se impunecalcularea jocului si conditia de verificare c0 > 0.1mn (0.1 1.5=0.15)

cn1,2 = a12 – (df1,2 + da2,1)/ 2 ≥ 0.1mn

cn1 = a12 – (df1 + da2)/ 2 =40 – (25,884+ 49,2336)/ 2=2,439 mm ≥ 0.15 mm (Adevarat)

cn2 = a12 – (df2 + da1)/ 2 =40 – (42,4836 + 32,6384)/ 2=2,439 mm ≥ 0.15 mm (Adevarat)

Conditiile au fost indeplinite.

• Inaltimea dintilor:

39


40/67

• Unghiul de presiune la capul dintelui in plan frontal:

• Arcul dintelui pe cercul de cap in plan frontal:

De mentionat ca invα = evα

Pentru evitarea stirbirii dintelui la cap ca urmare a ascutirii accentuate se recomanda ca pentrudanturile durificate sat1,2 ≥ 0.4mt (0.4 2,79 = 1,116)

(Adevarat)

40


41/67

(Adevarat)

Conditia a fost indeplinita.

In figura putem observa elementele geometrice ale angrenajului:

• Latimea rotilor b1 si b2 .Pentru compensarea erorilor de montaj axial latimea pinionului se adoptamai mare decat latimea danturii rotii conduse.

41


42/67

Adoptam

• Diametrele inceputului profilului evolventic dl1 si dl2. Marimea cercurilor inceputului profiluluievolventic este functie de procedeul tehnologic de executie a danturii . In cele mai frecventecazuri , dantura rotilor se executa cu freze melc care au profilul cremalierei generatoare, in

consecinta relatia de calcul pentru diametrele inceputului profilului evolventic este:

• Diametrele cercurilor inceputului profilului active al flancurilor danturii rotilor dA1 = dE2 si dA2 =dE1 :

Pentru a avea o angrenare corecta a celor doua roti dintate, adica pentru a evita interferentadanturii in procesul de angrenare este necesar sa fie indeplinite conditiile:

dA1 ≥ dl1 , 27.2954 mm ≥ 27.194 mm (Adevarat)

42


43/67

Daca ne-am putea raporta la un rezultat ce ar putea apartine numerelor complexe atunci siconditia dA2 ≥ dl2 ar fi indeplinita (prin analogie cu prima conditie).

Chiar daca din calcule nu am putut determina diametrul dA2 , insa dat fiind ca diametrul dA1indeplineste conditia inseamna ca si conditia dA2 ≥ dl2 este indeplinita.

• Gradul de acoperire total ε γ

Pentru a se asigura continuitatea procesului de angrenare a celor doua roti se recomanda ca pentru angrenajele executate in treptele de precizie 5-6 .

εα ≥ 1.1 (Adevarat) deci conditia este indeplinita.

• Numarul minim de dinti ai pinionului zmin .Pentru evitarea interferentei la generarea danturii se recomanda ca

z1 ≥ zmin (conditie care este indeplinita pentru roata condusa, deoarece aceasta are mai multi dintidecat pinionul- roata conducatoare)

zmin 1 ≤ z1 conditie indeplinita

d) 0elatii de calcul pentru verificarea dimensionala a danturii rotilor dintate

Pe langa elementele geometrice calculate anterior mai trebuie determinate spre completare uneleelemente geometrice, necesare controlului dimensional al danturii rotilor:

• Lungimea (cota peste N dinti in plan normal) W Nn 1,2 ; la rotile dintate cu dinti inclinati, cota peste N dinti se masoara in plan normal, deoarece masurarea in planul frontal este dificila.

W Nn1,2 = [ π(N1,2 – 0.5) + 2xn1,2 tgαn + z1,2 evαt ] mn cos αn ,

unde : N reprezinta numarul de dinti peste care se masoara lungimea W Nn

43


44/67

La dantura inclinata se pot ivi cazuri cand masurarea cotei WNn , nu poate fi efectuata din cauza cauna din suprafetele de masurare in plan normal nu poate realiza contactul cu flancul dintelui. Masurareaeste limitata de latimea danturii rotii b care nu este suficient de mare . De aceea masurarea cotei WNneste conditionata de satisfacerea relatiei:

b1,2 ≥ W Nn1,2 sin β + 5 mm

=> mm

=> mm

• Arcul dintelui pe cercul de divizare in plan normal sn1,2

44


45/67

• Coarda de divizare a dintelui in plan normal

• Inaltimea la coarda de divizare

• Coarda constanta a dintelui in plan normal

sau

• Inaltimea la coarda constanta

45


46/67

Deoarece precizia diametrului de cap influenteaza marimea inaltimii la coarda, la controlul danturiidevine necesara masurarea prealabila a diametrului de cap si scaderea abaterii sale din dimensiuneateoretica de calcul a inaltimii la coarda.

2.4.3 Calculul fortelor din angrenajul cilindric cu dinti inclinati

Fortele nominale din angrenaj se determina din momentul de torsiune motor existent pe arboreal pinionului Mtp . Forta normala pe dinte Fn aplicata la punctual de intersectie al liniei de angrenare cucercul de divizare, se descompune intr-o forta tangentiala Ft , la cercul de divizare , o forta radiala Fr laacelasi cerc si o forta axiala Fa.

Intrucat pierderile de putere din angrenaj sunt mici ( 0.5….1.5%) se neglijeaza influenta lor. Inconsecinta, fortele din angrenaj care actioneaza asupre celor doua roti sunt egale si de sens contrar.Seconsidera ca aceste forte nominale din angrenaj actioneaza pe cercurile de divizare ale celor doua roti.Se recomanda ca in calculul acestor forte sa se utilizeze momentul de torsiune de calcul al pinionului.

• Fortele tangentiale Ft1,2

=>

• Fortele radiale Fr1,2

• Fortele axiale Fa1,2

• Forta normala pe flancul dintelui Fn1,2

46


47/67

2.4.4 Alegerea lubrifiantului si a sistemului de ungere a angrenajelor

cilindrice cu dinti inclinati

Pentru stabilirea conditiilor de ungere, angrenajul cilindric cu dinti inclinati se echivaleaza, cu unangrenaj cilindric cu dinti drepti, cu roti echivalente. Alegerea lubrifiantului si a sistemului de ungere,necesare angrenajului cilindric cu dinti inclinati, se realizeaza in mod similar ca la angrenajele cilindrice

cu dinti drepti.Pentru transmisiile deschise cu viteze periferice mai mici de 1m/s se utilizeaza ca lubrifianti

unsorile consistente de uz general (U70, U85, U100, STAS 562-86), iar pentru transmisii mari sefolosesc unsori aditivate cu grafit (U100 + 15% grafit colloidal).Unsorile pot fi utilizate pana la viteze periferice de 4 m/s insa cu abundenta de lubrifiant.

Vascozitatea cinematica a uleiului necesar ungerii angrenajelor cilindrice si conice, se detrminain functie de parametrul filmului de ulei xu.

Duritatii Rockwell DF= 59 HRC, pe care am ales-o la inceput, ii corespunde o duritateVickers DF= 390 HVAm stabilit σH = 2005056

- vtw se determina cu relatia:

Am ales uleiul TIN 300EP-mediu aditivat-ungerea prin imersiune

In functie de parametrul filmului de ulei xu si de conditiile de functionare ale angrenajului sestabileste vascozitatea cinematica a uleiului necesar ungerii angrenajului cilindric.

Vascozitatea cinematica a uleiului la temperatura de 50°C este : ν50° = 30 cSt. Astfel uleiul de transmisie este T90 , acesta aflandu-se intr-un mediu neaditivat.

Ungerea prin imersiune (cufundare) este posibila pentru turatii inferioare turatiei limita nlim. ( n ≤

nlim)

unde: - z reprezinta numarul de dinti ai rotii dintate imersate in ulei (roata condusa z2 )Rugozitatea flancurilor R a am stabilit-o R a = 0.6 μm. Avand in vedere relatia dintre R z si R a : R z = 1,2R a , am stabilit ca R z1 = R z2 = 1,2 0.6 = 0,72 μm.

47


48/67

Se estimeaza temperature medie de functionare tm = 55…75°C; dependenta vascozitatii detemperature, la uleiurile de transmisii, este de forma:

lg [lg ( νt + 0.6)] = A – B lg(273 + t)

Pentru uleiurile minerale de transmisii A= 8.71 , iar constanta B se va determina din relatia demai sus pentru fiecare ulei cunoscand ν50° la temperatura de 50° C.

Roata introdusa in baia de ulei se cufunda corespunzator unui unghi optim δu [radiani] pentru oracier si ungere eficienta.

- pentru uleiurile minerale de transmisii a = 0.08 mm2 /s

Stiind aceste date putem calcula nlim .

Conditia este indeplinita n ≤ nlim. .Adancimea de imersare hu trebuie sa fie mai mare sau la limita egala cu inaltimea dintelui si se

determina folosind relatia urmatoare, unde da este diametrul de cap al rotii imersate in ulei (da2).

2.4.5 Verificarea de rezistenta a danturii angrenajului cilindric cu

dinti inclinati

a)1erificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui Tensiunea de incovoiere de la piciorul dintelui se determina cu relatia :

48


49/67

49


50/67

50


51/67

b) 1erificarea solicitarii statice de incovoiere a piciorului dintelui la incarcarea

maximaCalculul urmareste evitarea deformatilor plastice ale dintilor, respectiv ruperea fragila prin soc a

danturilor durificate. Tensiunea maxima de incovoiere a piciorului dintelui este data de relatia:

σFst1,2 ≤ σFPst1,2

K Amax = Mtpmax p

= 1.72 Mt

σr = (0.8…..0.9) R m ;

σFst1 = 35,5004*1,72/1,25 = 48,8526 MPa

σFst2 = 43,7711*1,72/1,25 = 60,229 MPa

σFst1 ≤ σFPst1 (Adevarat) σFst2 ≤ σFPst2 (Adevarat)

51


52/67

c) 1erificarea la presiune hertiana in ca$ul solicitarii la oboseala a flancurilor

dintilor (verificare la pitting) Tensiunea hertziana de contact de pe flancul dintilor aflati in angrenare se determina in punctul

de tangenta al cercurilor de rostogolire ( polul angrenarii).

σH ≤ σHP1,2

unde: - ZM = 189.8 MPa- ZH se determina dupa relatia:

2,307=

- Zε se calculeaza cu relatia :

0.91=

- Zβ se determina: Zβ = 99,010coscos ==β

- Am ales sHP = 1.15

ZR = 1.1

ZW = 1

K HN =1 - ZL se determina cu relatia:

unde

Czl = 0,83 + 0,08 8962,0350

850114008,083,0

350

850lim=

−+=

− / σ

ZL = 0,8962+ ( )

0037,130/802,1

8962,014 =+−

- ZV se calculeaza astfel:52


53/67

Czv = 0,85+0,08 9162,0350

850114008,085,0

350

850lim=

−+=

− / σ

ZV 261,0166,4168,0

916,0 =+=

Celelalte elemente din relatie sunt explicate la punctul a).

Avand aceste date putem calcula :

σHP1,2 = 1416/1,15*1,2*1*1*1*1= 1481,7024 MPa

σH = 189,8*2,307*0,91*0,991126,2434

1.6

11.6=

+

14,44⋅28,88

1029,6011⋅1,25⋅1,04⋅1,002⋅1,01MPa

σH < σHP1,2 (Adevarat).

d) 1erificarea la solicitarea statica de contact a flancurilor dintilor Calculul are drept scop evitarea deformatiilor plastice ale flancurilor dintilor sau evitarea distrugeriifragile a stratului durificat. Presiunea hertziana statica a flancurilor dintilor la incarcarea maxima se determina tot in punctual derostogolire:

σHst ≤ σHPst1,2

σHPst1,2 = 40*59= 2360 MPa

1321,117525,1

1,72= MPaσHst = 1126,2434

σHst ≤ σHPst1,2 (Adevarat)

2.4.6 Elemente privind constructia rotilor dintate cilindriceForma constructiva a rotilor dintate cilindrice cu dinti inclinati este identica cu cea a rotilor

dintate cilindrice cu dinti drepti.

Index morfologic

Proiectarea unui angrenaj cilindric exterior cu dinti inclinati53


54/67

a12 – distanta dintre axe K H -factorul global al presiunii hertziene de contact. K A -factorul de utilizare Mtp –momentul de torsiune pe arboreal pinionului [Nmm] Ψd =b/d1 –raportul dintre latimea danturii si diametrul de divizare al pinionului. σH lim –rezistenta la pitting(presiunea hertziana limita la oboseala)

u- raportul numerelor de dinti mn - modulul normal al danturii K F – factorul global al tensiunii la piciorului dintelui. a12 – distanta dintre axe standardizata σF lim – rezistenta limita la rupere prin oboseala la piciorul dintelui β – unghiul de inclinare a dintilor rotilo dintate z1,2 – numarul de dinti ai celor doua roti h0a - inaltimea capului dintelui cremalierei de referinta; h0f - inaltimea piciorului dintelui cremalierei de referinta ; h0 - inaltimea dintelui cremalierei de refrinta ;

c0 - jocul la piciorul dintelui cremalierei de referinta ; p0 – pasul cremalierei de referinta ; e0 =s0 – grosimea golului= grosimea plinului dintelui cremalierei de referinta; α0= αn - unghiul profilului de referinta (unghiul de angrenare normal); h0a

* – coeficientul inaltimii capului de referinta; h0f

* –coeficientul inaltimii piciorului de referinta; c0

* – coeficientul jocului de referinta al piciorului dintelui; c0

*max – daca generarea danturii se face cu roata generatoare;

αt – unghiul profilului danturii αwt – unghiul de rostogolire xn1, xn2 – deplasarile specifice xsn – suma deplasarilor specifice mt – modulul frontal d1,2 – diametrele de divizare db1,2 – diametrele de baza dw1,2 – diametrele de rostogolire df1,2 – diametrele de picior da1,2 – diametrele de cap cn1,2 – jocurile la picior h1,2 – inaltimea dintilor αat1,2 – unghiul de presiune la capul dintelui sat1,2 – arcul dintelui pe cercul de cap b1,2 – latimea rotilor dl1,2 – diametrele inceputului profilului evolventic dA1,2 – diametrele cercurilor inceputului profilului active al flancurilor danturii εγ – gradul de acoperire total ε α - este gradul de acoperire al profilului in plan frontal ε β - este gradul de acoperire suplimentar datorat inclinarii dintilor WNn - lungimea peste N dinti sn – arcul dintelui pe cercul de divizare

54


55/67

Ft – forta tangentiala Fr – forta radiala Fa – forta axiala Fn – forta normal ape flancul dintelui xu - parametrul filmului de ulei

DF - duritatea cea mai mica a celor doua flancuri de contact σH - este presiunea hertziana maxima in polul angrenarii

vtw -este viteza tangentiala din polul angrenarii δu -este unghiul de “ungere” R z1, R z2 -reprezinta rugozitatea celor doua flancuri in contact . νtm -este vascozitatea uleiului ales la temperatura medie de functionare

νt -este vascozitatea cinematica in [cSt] la temperatura t [°C] A,B -sunt constante ce depend de ulei.

a - difuzivitatea termica a uleiului hu – adancimea de imersare σF1,2 - tensiunea de incovoiere la oboseala la piciorul dintelui K V - factorul de utilizare

K Fα - factorul repartitiei frontale a sarcinii K Fβ - factorul de repartitie a sarcinii pe latimea danturii YF1,2 - factorul de forma al dintelui Yε - factorul gradului de acoperire Yβ - factorul inclinarii

σFP1,2 - tensiunea admisibila la oboseala prin incovoiere la piciorul dintelui σFlim1,2 - rezistenta limita de rupere prin oboseala la piciorul dintelui sFP - factor de siguranta la rupere prin oboseala la piciorul dintelui K FN - factorul numarului de cicluri de functionare YS - factorul concentratorului de tensiuni

YX - factorul de dimensiune K Amax - factorul de soc maxim σr - rezistenta de rupere statica prin incovoiere

sFPst - coeficientul de siguranta la solicitarea prin soc a piciorului dintelui ZM - factorul material ZH - factorul zonei de contact Zε - factorul gradului de acoperire

Zβ - factorul inclinarii dintilor K Hα - factorul repartitiei frontale K Hβ -factorul reprtitiei sarcinii pe latimea danturii

σHP1,2 - tensiunea hertziana admisibila la solicitarea de oboseala a flancurilor dintilor σHlim1,2 - rezistenta limita la oboseala superficiala de contact a flancurilor dintilor

sHP - factor de siguranta la pitting ZR1,2 - factorul rugozitatii flancurilor dintilor ZW - factorul raportului duritatii flancurilor dintilor

ZL - factorul influentei ungerii ZV - facorul influentei vitezei periferice a rotilor

K HN1,2 - factorul numarului de cicluri de functionare σHPst1,2 - presiunea hertiana statica admisibila a flancului dintelui

55


56/67

2.5 Proiectarea arborilor si a componentelor de rezemare

a)Predimensionarea arborilor si alegerea capetelor de arbore

Arborii sunt solicitati datorita fortelor introduse de angrenaje si de transmisiile pe element circular,in special, la torsiune si incovoiere.Materialele recomandate sunt:

Otelurile carbon pentru uz general (OL) Otelurile carbon de calitate (OLC) Oteluri aliate pentru piese tratate termic si termochimc (CrNi)

Materialul arborelui este acelasi cu cel folosit de angranaj.Predimensionarea arborelui se face la torsiune, elemental cunoscut fiind momentul de torsiune (Mt).Se admit valori mici ale tensiunii admisibile de torsiune τat= 15…30 MPa.d= (16Mt/ π∙τat )

1/3

d=35 mm= dca

b)&legerea rulmentilor" elementelor de etansare si stabilirea preliminara a formei

constructive a arborilor

Desi rulmentii sunt variati ca si constructie, o alegere a lor convenabila este dificila, tocmai de-aceea lagarele cu rostogolire cu rulmenti constituie raspunsul in domeniul constructiei de masini,datorita pretului de fabricatie scazut, pierderilor reduse prin frecare, ungere simpla, randamentridicat, gabarit axial mai mic.Rulmentii:

Radiali cu bile sau role cilindrice Radiali cu bile cu cale de rulare adanca sau axiali cu bile pe un rand Radiali axiali cu role conice sau rulmenti oscilanti cu role butoi Radiali cu bile

sunt alesi in functie de: Natura ,marimea si directia fortelor produse de rotile angranjelor si a elementelor flexibile Turatia de functionare Deformatii si dilatari axiale Montare si demontare usoara

dr= dca + 2…8 mm

Rezultatul trebuie sa fie divizibil cu 5, deci alegerea intervalului o vom face la 5mm.dr = 35 + 5 = 40 mm

Montajul rulmentilorSolutia trebuie sa permita preluarea sarcinilor radiale – axiale si reglajul pozitiei lor fata de carcasa.

Rulmentii radiali cu bile, ce preiau sarcini radiale → se monteaza “flotant” pe arbore Rulmentii radiali cu bile, ce preiau sarcini radiale si axiale → se monteaza in sistemul

“rulment conducator” si “rulment liber”.

56


57/67

Exemplu de rulment radial cu bile

Elemente pentru proiectarea rulmentilor radiali cu bile(STAS 3041-80, STAS 6003-75, STAS 7160-82,

STAS 6671-77)Am utilizat Rulment 6208 STAS 3041-80 care are urmatoarele elemente:

dr = 40 mm, D = 80 mm, B = 18 mm, r = 20 mm, C = 25.6 kN, C0 = 18.2 kN, d1r = 40 mm, r 1= 1.0 mm

c)&legerea sistemului de etansare

Etansarea se refera la:

Durata de functionare normala a rulmentilor prin mentinerea lubrifiantului in zona de

ungere

Evitarea patrunderii impuritatilor si umiditatii in carcasa

Solutiile sunt conditionate de: Lubrifiant

Conditiile de mediu

Viteza periferica a arborelui

Temperatura de lucru

In cazul etansarii arbore-reductor se recomanda:

Inele “O”→ etansare intre capace si carcasa

Mansete de rotatie (simmeringuri)→intre arbore si capac

Etansare cu inele de pasla → situatii nepretentioase

)(10 immering mm!et et et =d = 40mm => " = 60mm =>

b1=20mm (latimea pinionului)d1=28.88mm

df1=25.88mm

da1=32.638mmAlegem pana TIP C b x h x l

10 x 8 x 22…75

d)Stabilirea formei constructive a arborelui

57


58/67

E functie de diametrul capatului de arbore si geometria elementelor de masini( rulmenti, rotidintate, roti de curea, mansete de rotatie, flanse, semicuple) La rulmenti reactiunile sunt aplicate in centrele de presiune ale rulmentilor.

e)&legerea si verificarea asamblarilor dintre arbore si elemente asamblate pe arbore

Asamblarea rotilor dintate a rotilor de curea si de lant se realizeaza prin:a. Pene paralele, pene disc

b. Caneluric. Strangere proprie

Verificarea penelor paralele consta in determinarea tensiunilor efective de strivire (σs) si de forfecare(τf ) si compararea acestora cu eforturile admisibile σas,τaf :

σs= 4MtII/h∙lc∙dca≤σas= 100…200 [MPa]

= 4∙148846.3/ 8∙65∙38 ≤ 100= 30.13 MPa ≤100

facem trimitere la pag 127 la anexa 2.16 tabelul “Dimensiuni pentru pana si canale”

proiect im ii isb

Documents