proiect oragane de masini

8/7/2019 Proiect Oragane de Masini

http://slidepdf.com/reader/full/proiect-oragane-de-masini 1/30

UNIVERSITATE’’ AUREL VLAICU’’ ARAD

FACULTATEA DE TEXTILE

PROIECT

ORGANE DE MASINI SI MECANISME

REDUCTOR DE TURATIE CU ROTI DINTATE

INDRUMATOR EXECUTANT

2009



BIBLIOGRAFIE:

CAIET DE SARCINI MARCU BALEKIS –REDUCTOARE CILINDRICE

ATLAS DE REDUCTOARE

COLECTII DE STANDARDE PENTRU REDUCTOARE



TEMA PROIECT

SA SE PROIECTEZE UN GRUP DE ANTRENARE

COMPUS DINTR-UN MOTOR ELECTRIC ASINCRON TRIFAZAT SI UN REDUCTOR DE TURATIE CU ROTI

DINTATE CU DINTII INCLINATI INTR-O SINGURATREAPTA.

GRUPUL DE ANTRENARE VA SATISFACE

URMATOARELE CONDITII:COD REDUCTOR : 1C2N001 PUTEREA DE ANGRENARE : P=11K

VITEZA UNGHIULARA DE ANTRENARE :

srad 3001

=ω RAPORT DE TRANSMISIE: i=2UNGHIUL DE INCLINARE A DANTURII: 10=β

NR. DE ANI DE FUNCTIONARE PRELIMINAR: 4=na

NR. DE SCHIMB DE LUCRU PRELIMINAR: 2=n s

DURATA RELATIVA DE LUCRU: drl=55%



SCHEMA CINEMATICA

Numarul de trepte 1

Tip de angrenaje C

Pozitia relativa a axelor angrenajelor 2Indicatii suplimentare N-reductoare cu axele arborilor de intrare si de

iesire dispuse altfel decat cele indicate la simb. H…E



Solutia constructiva- Tipul lagarelor –o cifra-0-

Lagare cu elemente de rostogolireModul de fixare a carcasei –2cifre-01-

Carcasa deasupra placii de sprijin



1. SCHEMA CINEMATICA

2. DESCRIEREA CONSTRUCTIVA SI FUNCTIONALA A

TRANSMISIEI

Reductorul se compune din doua roti ,pe doi arbori de contact.

Transmiterea momentului de arbore catre roata si invers se face prin pene.Ceidoi arbori se monteaza pe cate doi rulmenti.

Acest subansamblu se monteaza intr-o carcasa inchisa cu patru capace,doua

strapunse si doua nestrapunse. De arborele de intrare se leaga motorul ,iar de arborele de iesire se leaga masina

de lucru.

In partea inferioara a carcasei avem o talpa care se prinde in pardoseala



3. ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC DE FUNCTIONARE

Calculam [ ]min30

1

1rad n

π

ω ⋅=

[ ]min78.28641

rad n =

Denumirea motorului Tip AT160M42 A-2

p=11n=2930 1

min−

i=2.36 V A

η =86%

cosβ =0.87 8.1=

Mn

Mp

2.2=Mn

Mm

7= In

Ip

22 164.0 daNmGD =

G=100 Kg

4. CALCUL CINEMATIC AL TRANSMISIEI

4.1. CALCULUL VITEZELOR UNGHIULARE PRELIMINARE

[ ] srad n real

30

1

1

⋅=π

ω

=n1turatia reala a motorului ales [ ]minrot

=n1

2930 minrot

[ ] srad real

82.30630

29301

=⋅

=π

ω

[ ] srad i

real

real

ω ω

1

2=

[ ] srad i

real

real

ω ω

1

2=

[ ] srad real

00.13036.2

82.3062

==ω



5. BILANT ENERGETIC AL TRANSMISIEI

RANDAMENTUL PRELIMINAR

[ ]min995.0 rot tr =η

CALCULUL PUTERII SI PIERDEREA DE PUTERE

[ ] KW P 111

=

[ ] KW P P η ⋅=12

[ ] KW P 945.102

=

[ ] KW P P P 055.0212.1

=−=∆

5.3. ELABORAREA BILANTULUI ENERGETIC



5.4. CALCULUL MOMENTULUI DE TORSIUNE PE CEI DOI ARBORI AI

TRANSMISIEI

[ ]

[ ][ ]mm N

srad

KW P M ⋅⋅= 10

6

2.1

2.1

2.1

ω

[ ]

[ ] [ ]mm N

srad

KW P

M ⋅⋅= 10

6

1

1

1

ω

[ ] Nmm

M 63.35851

1

=

[ ]

[ ][ ]mm N

srad

KW P M ⋅⋅= 10

6

2

2

2

ω

[ ] NmmM 307.841922

=

ALEGEREA MATERIALELOR PT ROTILE DINTATE

6.1. JUSTIFICAREA ALEGERII

OO L4 5

3 5−

am ales pt roata 1: OLC 35

am ales pt roata 2: OLC 45 Alegerea a fost facuta asa pentru ca angrenajul este mediu solicitat OLC ,roata conducatoare functioneaza in conditii mai grele decat roata condusa si pentru a diminua conditia de gripare am ales pentru roata conducatoare

OLC 45 si pentru roata condusa OLC 35

6.2. CARACTERISTICILE MECANICE ALE MATERIALELOR

OLC 45 -duritatea 185



OLC 35 -duritatea 170

2005.1lim

+= HB H σ 1404.0

lim+= HB F σ

Pentru roata dintata 1 OLC 45 avem: [ ]2

1lim5.447 mm N H =σ

[ ]2

1lim214 mm N F =σ

Pentru roata dintata 2 OLC 35 avem: [ ]2

2lim455 mm N H =σ

[ ]2

2lim208 mm N F =σ

6.3. CALCULUL FACTORULUI DE MATERIAL

MPa Z E 8.189=

modulul de elasticitate ν =0.3

E= 51006.2 ⋅

ALEGEREA CLASEI DE PRECIZIE A ANGRENAJULUI

Treapta de precizie=7 pentru ca o treapta de o precizie prea mare este maicostisitoaare, iar aceasta treapta este folosita la reductoare obisnuite :roti dintate

utilizate in constructia masinilor textile ,motoare cu ardere interna care lucreazala viteze relativ mari si sarcini medii.

ALEGEREA LUBRIFIANTULUI

Pentru ungerea rotilor dintate alegem un ulei de transmisie denumit TIN 82 EP

cu urmatoarele caracteristici:

-vascozitate la C 0

50

=

s

mm 2

5090...82υ

-in contact cu piesele din otel temperatura nu va depasi 80 C 0

-se schimba la intervale de 6 luni-2 ani



-nivelul se complecteaza periodic la 500 ore de functionare sau de cate ori este

necesar

9. DETERMINAREA TENSIUNILOR ADMISIBILE LA

SOLICITAREA DE CONTACT

TENSIUNEA LIMITA DE BAZA

[ ]

[ ]2

2lim

2

1lim

455

5.477

mm N

mm N

H

H

=

=

σ

σ

CALCULUL VALORIIFACTORULUI NUMARULUI DE CICLURI LA

SOLICITAREA DE CONTACT Z N

DRL Dh

N HE 2

1ω ⋅=

Dh=durabilitatea in secunde a reductorului

[ ]

91094.4

sec5990400sec

⋅=

=⋅⋅⋅⋅⋅=

HE N

h

n

schimb

nh

zi

ns

an

zilenna Dh

Din anexa 1.9 voloarea lui 1= Z N

9.3. VALOAREA COEFICIENTULUI DE SIGURANTA SHP

SHP [ ]5,2....3,1∈

SHP=2



9.4. FACTORUL DE INFLUENTA AL UNGERII L Z

2

50

802.1

)0.1(4

+

−+=

ν

ZL

ZL L

C C Z

978.0

8550

83.0

=

=

=

L

ZL

Z

C

ν

FACTORUL DE INFLUENTA A VITEZEI PERIFERICE V Z

( )5.0

328.0

0.12

+

−

+=ν

ZV

ZV V

C

C Z

[ ]

95.0

4

85.0

=

=

=

V

ZV

Z

sm

C

ν

FACTORUL INFLUENTEI RUGOZITATII FLANCURILOR

CZR

Z R R Z

=

100

3

83.0

6.9

6.1

6

15.0

100

100

=

=

=

=

=

R

Z

Z

ZR

Z

R

Ra

Ra R

C

FACTORUL INFLUENTEI DURITATII FLANCURILOR W Z

18.1

170

170028.1

=

=

−=

W

B

B

W

Z

H

H Z



CALCULUL TENSIUNII ADMISIBILE LA CONTACT

[ ]2

lim

01.207 mm N

Z Z Z Z Z S

HP

W RV L N

HP

H

HP

=

⋅⋅⋅⋅⋅=

σ

σ σ

DETERMINAREA TENSIUNII ADMISIBILE LA INCOVOIERE

FP σ

TENSIUNEA LIMITA LA INCOVOIERE

[ ]2

lim 208 mm N F

=σ

FACTORUL NUMARULUI DE CICLURI DE SOLICITARE

1= N Y

FACTORUL SENSIBILITATII MATERIALULUI LA CONCENTRATOR DE TENSIUNE

55.1=δ

Y

SIGURANTA MINIMA LA OBOSEALA [ ]4......8.1= FP S

2= FP S

FACTORUL DE RUGOZITATE

1= RY

FACTORUL DE DIMENSIUNE

1= X Y

TENSIUNEA ADMISIBILA LA INCOVOIERE FP σ

[ ]2

lim

2.161 mm N

Y Y Y Y S

FP

X R N

FP

F

FP

=

⋅⋅⋅⋅=

σ

σ σ δ



DETERMINAREA NUMARULUI OPTIM DE DINTI

FACTORUL DE UTILIZARE A K

12.1

9.0

1

25.1

3

2

1

321

====

⋅⋅=

A

A

A

A

A A A A

K

K

K

K

K K K K

11.2. FACTOR DINAMIC K V

4.1=V K

11.3. COEFICIENT DE LATIME aϕ

3.0=aϕ

FACTORUL DE REPARTITIE A SARCINII PE LATIMEA ROTII

Pentru ca angrenajul nu il vom roda in fabrica alegem :

1...

08.135.18.0

8.0

35.1

=

=⋅=

⋅=

=

α α

β

β β

β

F H

F

H F

H

K K

K

K K

K

FACTORUL GRADULUI DE ACOPERIRE

1

1

=

=

ε

ε

Y

Z

FACTORUL GEOMETRIC Z H

46.2= H Z



FACTORUL INCLINARII DANTURII β Z

1

992.0cos

=

==

β

β β

Y

Z

FACTORUL DE FORMA

8.2= FAY

FACTOR DE CONCENTRARE LA BAZA DINTELUI

55.1== δ Y Y SA

CALCULUL NUMARULUI DE DINTI

( )

i

i

K

K

K

K

Y Y Y

Z Z Z Z

F

H

F

H

HP

FP

SA FA

H E

OPTIM

1

2

2

1

+⋅⋅⋅⋅

⋅⋅

⋅⋅=

α

α

β

β

ε

ε

σ

σ

MPa Z E 8.189=

93.7521

=OPTIM

Z

ALEGEREA NR. DE DINTI PENTRU PINIONI SI CALCULUL NR. DE DINTI

A ROTII CONDUSE

Este recomandat in functie de materrialul rotii sa se aleaga un numar de dinti

intre 17 si 25. Aleg pentru Roata 1 (roata conducatoare 20

1= Z )

Se calculeaza 2 Z (nr. de dinti a rotii conduse)

1

2

Z

Z i =

2.4712=⋅= Z i Z

Numarul de dinti a rotii conduse trebuie sa fie numar intreg, deci Z 472=

CALCULUL VALORII EFECTIVE A RAPORTULUI DE TRANSMISIE SI A

VITEZEI UNGHIULARE



[ ]sec/56.13035.2

82.306

35.2

12

1

2

rad i

Z

Z i

real

real

real

===

==

ω ω

STABILIREA SOLICITARII PREDOMINANTE A ANGRENAJULUI

Daca nr. de dinti Z 1 ales este mai mic decat nr de dinti optim Z optim1 solicitarea

predominanta va fi oboseala la contact. Daca nu , solicitarea predominanta va fioboseala la incovoiere.

12. CALCULUL DISTANTEI PRELIMINARE DINTRE AXE

[ ]mma

i

P K K K K Z Z Z Z Z ia

H

A

H H V A

HP

B E H

H

37.216

12)1(100

13

2

=

⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅

⋅

⋅⋅⋅⋅⋅+=

ϕ ω σ

α β ε β

13. CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRENAJELOR

CALCULUL MODULULUI SI STANDARDIZAREA ACESTUIA

( )

H prel

aprel

nprel

aa

Z Z m

=

==

⋅= 36.6

cos2

21

β

Aleg conform STAS-9822-S1 modulul m 6=n

CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE ROTILOR DINTATE

-Calculul distantei dintre axele de referinta a 0

( )

[ ]mma

Z Z ma n

10.204

cos2

0

210

=

⋅+

=β

-Standardizarea distantei dintre axe.

-Aleg conform STAS(6012/60) a=205(mm)-Parametrii cremalierei de referinta



1

25.0

20

0

0

0

0

=

=

=

f

W

α

-Unghiul de referinta in plan frontal

0

10

0

00

28.20cos

20

cos

=

=

=

tg arctg

tg arctg

t

nt

α

β

α α

-Unghiul de angrenare in plan frontal

0

00

95.2028.20cos205

10.204arccos

cosarccos

=

=

=

t

t t a

a

α

α α

-Suma deplasarilor specifice de profil

( )( )

Y Y Y

t

t t

S

tg ev

Z

Z

tg

evev Z Z X X X

α α α

β

β α

α α

−=

===

⋅−

⋅+

=+=

10

47

20

cos2

2

1

0

02121

Y α -in radieni

ev20=0.014ev 017216638.0=t α

ev 015561681.00=t α

X ( ) [ ]mm X X S 152.021 =+=

[ ]

[ ]mm X

mm X

Z

048.0

2.0

20

2

1

1

−=

=

=

-Diametrul de utilizare

d β cos

.2.1

.2.1

Z mn ⋅=

[ ]

[ ]

[ ]mmd

mmd

mmmn

35.28610cos

476

85.12110cos

206

6

2

1

=⋅

=

=⋅

=

=



-Diametrul de rostogolire

[ ]

[ ]mmd

mmd

d d

W

W

t

t

w

61.287

38.122

cos

cos

.2

.1

0

.2.12.1

=== α

α

-Diametrele de baza

[ ]

[ ]mmd

mmd

d d

b

b

t b

59.268

28.114

cos

.2

.1

0.2.1.2.1

=

=

⋅= α

-Jocul radial in plan frontal

246.0

cos

0

00

=

=

t

nt

W

W W β

-Diametrele de fund

( )[ ]

[ ]

[ ]mmd

mmd

W X f Z md

f

f

t t t t f

47.266

448.107

2

.2

.1

0.2.10.2.1.2.1

=

=

+−−=

-Diametrele de varf

( )[ ]

[ ]

[ ]mmd

mmd

d X f mad

a

a

nna

75.298

22.136

2

.2

.1

.1.2.1.201.2.1

==

−−+=

-Calculul inaltimii dintilor

[ ]

[ ]mmh

mmh

d d h

hd d

f a

f a

14.16

38.14

2

2

.2.1.2.1

.2.1.2.1

=

=

−=

+=

-Gradul de acoperire in plan frontal



625.1

779.0

846.0

12

.2

.1

2

.2.1

.2.1.2.1.2.1

21

===

−−

=

+=

α

α

ε

ε

ε

α

π

ε

ε ε ε

t

b

a tg d

d Z

13.1. CALCULUL LATIMII PRELIMINARE A ROTII DINTATE

b-latimea

[ ][ ]

[ ]

[ ]mmb

mmbb

mmbmmab A

70

10.....5

5.615.61

1

21

2

2

=+=

= =⋅=ϕ

DIMENSIONAREA CONSTRUCTIVA A ROTILOR DINTATE

-Alegerea tipului de roata dintata se face in functie de diametrul de fund ( f d )-Daca d d f ⋅≤ 8.1 si 150≤ad

d=diametrul arborelui in zona de mutare a rotii atunci se va alege o roata dintatacorp comun cu arborele (fig.1.12 pag47)-Daca conditia de mai sus nu este indeplinita ,roata dintata va fi montata pe

arbore

-Daca ad (diametrul de varf) 150≤ ,roata arata ca si in fig 1.14 pag 48

-Daca d a =150 500÷ fig 1.16. pag 49

-Daca 5 0⟩a

d fig.1.17 pag 49



Fig.1.12.

fig.1.14.



CINETOSTATICA ANGRENAJELOR

CALCULUL FORTELOR DIN ANGRENAJ

[ ]

[ ]

[ ]

[ ][ ]

[ ] N F

N F

N F

N F

N F

N F

tg F F

tg F F

d

M F

X

X

r

r

t

t

t X

t t r

W

I

t

23.103

31.103

15.224

32.224

461.585

906.585

2

.2.

.1.

.2.

.1.

.2.

.1.

.2.1..2.1.

.2.1..2.1

.2.1

.2.1

=

=

=

=

=

=

⋅=

⋅=

⋅=

β

α

REPREZENTAREA EPUREI SPATIALE A FORTELOR DIN ANGRENAJ

PROIECTAREA ARBORILOR DE TRANSMISIE



DIMENSIONAREA PRELIMINARA A ARBORILOR

15

20.....12

163

2.1.

2.1.Pr

=

=

⋅⋅=

at

Paat

at

M

M d

τ

τ

τ π

at τ -tensiunea admisibila la torsiune

Obs. Diametrul calculat in aceasta metoda va fi cel mai mic diametru al

arborelui,adica diametrul din zona de fus.

[ ]

[ ]mmd

mmd

57.30

23

.2.Pr

.1.Pr

=

=

ALEGEREA RULMENTILOR



Din catalogul de rulment SKF aleg urmatorii rulmenti:

-pentru arborele 1 aleg 7305B cu urmatoarele caracteristici:

17

62

25

=

=

=

r

r

r

B

D

d

-pentru arborele 2 aleg 7307B cu urmatoarele caracteristici:

21

80

35

=

=

=

r

r

r

B

D

d

SCHITAREA ARBORILOR



CALCULUL REACTIUNILOR DIN REAZAME



( )

( )

[ ]

[ ] N VBI

y x

dw F x F

VBI

N VAI

y x

dw F y F

VAI

F VBI VAI

dw F x F y xVBI

M

dw F y F y xVAI

M

xr

xr

r

xr

A

xr

B

38.62

2

93.161

2

0

02

0

02

0

1

11

1

11

1

111

111

=

+

⋅−⋅=

=+

⋅+⋅=

=−+

=⋅+⋅−+⋅

=

=⋅−⋅−+⋅

=

∑

∑

Plan orizontal

( )

( )

.

0

0

0

0

0

,2

,2

,

1

1

1

1

1

BI AI BI AI BI AI

t

BI

t AI

t BI AI

t BI

A

t AI

B

H V R

y x

x F H

y x

y F H

F H H

x F y x H

M

y F y x H

M

+=

+

⋅=

+

⋅=

=−+

=⋅−+⋅

=

=⋅−+⋅

=

∑

∑

Plan orizontal



[ ]

[ ]

[ ]

[ ] N R

N R

H V R

F H H

N y x

x F H

N y x

y F H

BI

AI

BI AI BI AI BI AI

t BI AI

t

BI

t

AI

51.299

72.334

0

9.292

9.292

2

,,2

,

1

1

1

==

+==−+

=+⋅

=

=+⋅

=

TRASAREA DIAGRAMELOR DE MOMENT

VERIFICAREA RULMENTILOR



CALCULUL SARCINII DINAMICII ECHIVALENTE

Rulmentul I 7305 B Sarcina dinamica [ ] N C 200.24=

Sarcina statica [ ] N C o 700.12=

Rulmentul II 7307 B Sarcina dinamica [ ] N C 400.36=

Sarcina statica [ ] N C o 400.20=

Sarcina dinamica echivalenta R P se calculeaza in functie de raportul dintre X F

si B A R, .

Datorita faptului ca X F este destul de mic se accepta R P = B A R,

VERIFICAREA DURABILITATII RULMENTILOR P

h Cr n

L ⋅= Pr 6010

6

10

−h L10 durabilitatea nominala in ore

Cr –sarcina dinamica C a rulmentului Pr-sarcina radiala echivalenta

p- exponent =3

I R A

[ ]

[ ]min33.3000497

min69.2149721

10

10

=

=

hBI

hAI

L

L

VERIFICAREA PENELOR



Calculul penelor se rezuma la alegerea din standarde a dimensiunilor sectiuniitransversale ale penei in functie de diametrul arborelui si de a determina

lungimea necesara a penei.

Din conditia de rezistenta la solicitarea de contact rezulta:

( )[ ]

( )[ ]MPa

mmt hd M l

as

as

t

C

180100

2

1

÷=−

=

σ

σ

Din conditia de rezistenta la solicitarea de frecare rezulta:

[ ]mmbd

M l

af

t

f τ ⋅⋅

=2

unde:



( ) C af σ τ ⋅÷= 3.02.0

b=8 h=7 41=t 3.3

2=t l=18-90 mm

=t M

momentul de torsiuned =diametrul pe care se monteaza pana 27 100=σ

=C l 8.85 [ ]mm

proiect oragane de masini

Documents