proiect organe de masini 2
TRANSCRIPT
Cuprins
Tema proiectului
Alegerea acţionării
Proiectarea transmisiei prin curele
Proiectarea angrenajului cilindric
Calculul angrenajului cilindric
Verificarea angrenajului cilindric
Determinarea forţelor nominale din angrenajul
cilindric
Proiectarea arborilor
Alegerea rulmenţilor
PROIECT ORGANE DE MAŞINI II
Să se proiecteze o transmisie mecanică reductoare cu schema cinematică din figura de mai jos, acţionată electric de un motor asincron trifazat cu rotorul in scurtcircuit,
1
avand două trepte de reducere a turaţiei de intrare (n ) prin curele trapezoidale, angrenaj cilindric cu dinţi inclinaţi, miscarea de rotaţie a arborelui de ieşire din reductor cu turaţia (n ) fiind transmisă la maşina de lucru printr-un cuplaj elastic cu bolţuri.
1 – electromotor;2, 4 – roţi de curea;3 – curea de transmisie trapezoidala;5 – arbore de intrare in reductor;6 – pinion cilindric;7 – roată condusă;8 – arbore de iesire din reductor;9 – semicuplaj;10 – lagăre cu rulmenţi;11 – carcasă.
Date iniţiale: Puterea la ieşirea din reductor (P ): P = 4[Kw]; Turaţia la ieşire (n ): n =350 [rot/min] ; Dh=5x104 ore ;
Condiţiile de funcţionare: Numărul de ore de funcţionare pe zi: 8 [ore/zi];
2
Alegerea acţionării
1. Tipul electromotorului ASI-132S-38-4
Dimensiunile de gabarit ale motoarelor asincrone cu rotor in scurtcircuit, din seria celor cu tălpi
Fig. 2.
2. Alegerea caracteristicilor motorului STAS 2755-74
Stabilirea puterii electromotorului (P)
Pnec =
= * *
tc= 0.95c= 0.97r= 0.99n = 3= 0.99= 0.95·0.97·0.99 = 0.858
3
Pnec= Pnec = 5.5 [Kw]
Alegerea rapoartelor de transmitere
- raportul global: i =
- rapoartele parţiale:
treapta I : itc=
treapta a II-a : ic= ic=
ic se alege din STAS 6012-8222
Alegerea turaţiei de sincronism:
Tabelul 1.
ns 750 1000 1500 3000ni 708 960 1440 2890i 2.02 2.74 4.11 8.25ik 1.5 1.5 1.5 1.5ic 1.75 1.75 1.75 1.75itc 0.76 1.04 1.56 3.14
itc= Se alege din STAS 2755-74 o putere P Pnec: P = 5.5 [Kw]
Proiectarea transmisiei prin curele
4
Fig. 3.
Denumirea parametrului
Simbol U.M. Relaţie de calcul
Putere de calcul la arborele conductor
Pc Kw Pc = P 5.5
Turaţia roţii conducătoare
n1Rot/min datǎ de bazǎ 1440
Turaţia roţii conduse
n Rot/minn = = nI
672.89
Regimul de lucruRaportul de transmitere
i - 1.56
Tipul curelei - - Tip SPZ
Diametrul primitiv al roţii mici
Dp Mm
Se alege constructiv, funcţie de tipul curelei, respectându-se prescripţiile din STAS 1162-67
100
Diametrul primitiv al roţii mari
Dp Mm Dp = i * Dp 156
Distanţa preliminară dintre axe
A mm 0.7(Dp + Dp ) A2(Dp + Dp )
179.2
512Unghiurile dintre ramurile curelei
grade = 2arcsin
10.67
Unghiul de infăşurare pe roata mică
grade = 180 -
169.33
Unghiul de grade 190.67
5
infăşurare pe roata mare
= 180 +
Lungimea primitivă a curelei
Lp mmLp=2Asin*
1000(STAS)
Distanţa intre axe recalculată
A mmA se obţine din formula de mai sus, inlocuind celelalte valori calculate anterior
297.82
Viteza periferică a curelei
V m/s V = ( )/60000 7.53
Coeficientul de funcţionare
Cf - 1.2
Coeficientul de lungime
CL - 0.9
Coeficientul de infăşurare
C - 0.97
Puterea nominală transmisă de o curea
P0 kw2.58
Numărul de curele Z
-z = ; z = z /C 2.66
Coeficientul numărului de curele
Cz - 0.95
Numărul de roţi u - 2Frecvenţa incovoierilor curelei
f Hz f = u·V·10 / Lp
15.06
Forţa periferică transmisă
F NF =
664.01
Forţa de intindere a curelei
F0 N F = 1.7*F 1128.81
Cotele de modificare a distanţei dintre axe
XY
XY
XY
6
Forma, dimensiunile şi condiţiile tehnice pentru geometria canalelor roţilor de curea trapezoidale sunt indicate in fig. 4. şi tabelul 3. - STAS 1162-67.
Fig. 4.
Tabelul 3.
Sectiuneacanalului Y Z A B C D E (16)
lp 5,3 8,5 11 14 19 27 32 16n min. 1,6 2,5 3,3 4,2 5,7 8,1 9,6 4,7m min. 4,7 9 11 14 19 19,9 23,4 16
F 7 1 8 1 10 12,5 17 24 29 14,5
E 8 0,3 12 0,3
15 0,3
19 0,4
25,5 0,5 37 0,6 44,5
0,7 22 0,4
36 1 38 138 138 1 38
30’38 30’
38 30’ 38 1
32 134 134 134 1 36 30’
36 30’
36 30’ 36 30’
R 0,5 0,5 1,0 1,0 1,5 2,0 2,0 1,0
OBSERVATII :– Simbolurile dimensiunilor din fig. 4 si tabelul 3. au următoarele semnificaţii: lp- lăţimea primitivă a canalului – egală cu lăţimea
primitivă a curelei respective – este dimensiunea de bază a ansamblului roată-curea şi determină caracteristicile geometrice funcţionale principale ale transmisiei ;
n - inălţimea canalului deasupra liniei primitive ;m - adâncimea canalului sub linia primitivă ;
7
f - distanţa dintre axa secţiunii canalului extrem şi marginea vecină a roţii;
e - distanţa dintre axele secţiunilor la două canale vecine ;
- unghiul canalului ;r - raza de rotunjire a marginii canalului ;Dp - diametrul primitiv al roţii de curea reprezentând
diametrul la care canalul are lăţimea egală cu lăţimea primitivă lp ;
De - diametrul exterior al roţii ; De = Dp + 2n ;B - lăţimea totală a roţii : B = (z - 1)e + 2f , in care z este numărul
de canale.– Abaterile limită ale dimensiunii e sunt valabile pentru
distanţa dintre axele secţiunilor oricăror două canale ale roţii de curea (consecutive sau neconsecutive).
Diferenţa dintre inălţimile efective n, măsurate in acelaşi plan axial al canalelor succesive ale roţii de curea, nu trebuie să depăşească valorile indicate in tabelul 4.
Tabelul 4.
Sectiunea canalului Y Z A B (16) C D EDiferenta maxima dintre valorile
efective n in acelasi plan axial [mm]
0,2 0,3 0,5 0,6
Proiectarea angrenajului
Calculul de rezistenta a angrenajelor conice cu dantura in evolventa este reglementat in STAS 12268-84, considerand incarcarea reala atat la solicitarea flancului prin
8
oboseala de contact cat si la solicitarea de incovoiere a dintilor.
Predimensionarea angrenajului conic
Se determina diamentrul mediu minim al pinionului si modulul normal mediu minim din conditiile de rezistenta la solicitarea de oboseala la contact, respectiv incovoiere a dintilor, se aleg numerele de dinti si deplasarile specifice de profil pentru cele doua roti conice.
Calculul la oboseala de contact a flancurilor dintilor se poate realiza prin compararea tensiunii de contact σHv cu tensiunea admisibila de contact σHP1(2) unde σH lim 1(2) este tensiunea limita la oboseala de contact a pinionului, respectiv rotii conice conduse si SHP1(2) este coeficientul de siguranta la solicitarea de contact, de unde rezulta relatia de calcul pentru dimentrul mediu minim al pinionului:
dm1min=
Valoarea calculata se rotunjeste la o valoare intreaga mai mare dm1 [mm]
Calculul dintilor la oboseala prin incovoiere determina relatia pentru modulul normal mediu minim:
mnm min=
Valoarea calculata se rotunjeste la o valoare standardizata in STAS 822-82
9
1. Predimensionarea angrenajului Se determină distanţa minimă intre axe şi modulul
normal minim din condiţia de rezistenţă la solicitarea de oboseală de contact, respectiv de incovoiere a dinţilor, se aleg numerele de dinţi şi deplasările specifice de profil pentru cele două roţi cilindrice.
amin =(u+1)·
mnmin=
u este raportul numerelor de dinţi
u = = = = ic
ic= 1.75;
Momentul de torsiune al pinionului cilindric:
T k= T = 48654.2 [N·mm]
Puterea transmisă de pinionul cilindric:P = P* = 1.5·0.95·0.992 P = 5.17 [kw]
Turaţia pinionului:
n = n = 923.07 [rot/min]
Viteza unghiulară a pinionului:
= [rad/s]
Raportul numerelor de dinţi:u = ic= 1.75
Turaţia roţii cilindrice condusă:
10
n [rot/min]
Numărul de cicluri de funcţionare (solicitare la contact şi incovoiere) a pinionului:
N
2. Date adoptate - tipul angrenajului: cilindric exterior;
- material şi tratament termic: 15Cr08 cu nirare in baie- duritatea recomandată: HB = 6500 [MPa];
- clasa de precizie: se adoptă clasa de precizie mijlocie = 7;
- profilul de referinţă: definit in secţiunea normală pe direcţia dintelui prin cremaliera de referinţă: STAS 821-82; ; h ; C ;
- unghiul de inclinare al danturii: (pentru dantură imbunătăţită);
- coeficientul diametral al lăţimii danturii: ;- factorul de utilizare: KA=KAm·KAl; KAm=1; KAl=1; KA=1;- factorul dinamic: KV=1.09;- factorul repartiţiei sarcinii pe lăţimea danturii: ; =0.25· +1 K = 0.25·0.8+1 = 1.31 = ;- factorul repartiţiei frontale a sarcinii la solicitarea de contact: = = 1.29;- factorul influenţei formei flancurilor: ZH=2.5 ;- factorul influenţei lungimii minime de contact: Z = 0.95;- factorul materialelor: ZE=189 [MPa] ;
- factorul influenţei inclinǎrii danturii: Z =1;
- coeficientul axial al lăţimii danturii: ·
;
- rezistenţa limitǎ de bazǎ la oboseala de contact: = (0.15HB+250)
11
= (0.15*6500+250) = 1450 MPa;- factorul de siguranţă admisibil pentru solicitarea de contact: S =1.15;- factorul influenţei duratei de funcţionare asupra solicitării de contact şi incovoiere: ZN=1; YN=1;- factorul influenţei ungerii: ZL=1;- factorul influenţei rugozităţii flancurilor dinţilor: ZR=1;- factorul influenţei periferice: ZV=1;- factorul de dimensiune: ZX=1;- factorul influenţei raportului durităţilor flancurilor dinţilor celor două roţi: ZW=1;- factorul repartiţiei frontale a sarcinii la solicitarea
de incovoiere: K = ;
K = K = 1;- factorul de formǎ al dintelui: YFa=2.5;- factorul concentratorului de tensiune la piciorul dintelui: YSa =2;- factorul inclinării dinţilor: Y =0.8;- factorul gradului de acoperire: Y =1;- rezistenţa limită de bază la solicitarea de incovoiere: = (320+0.05HB) 100 = 800[MPa];- factorul sensibilităţii materialului solicitat la oboseală de concentratorul de tensiune: Y ;- factorul de rugozitate: YR=1;- factorul de dimensiune: YX=1;
3. Elemente geometrice calculate- Distanta minima intre axe :
Diametrul mediu minim al pinonului conic:
dm1min= =
12
Diametrul mediu al pinionului dm1=48mm
Calculul angrenajului conic
Date initiale:
1. Unghiul dintre axe: °
2. Numerele de dinti: z1=18, z2=273. Modulul exterior me=3mm4. Profilul de referinta
= 0.3;
Calculul parametric al rotii plane
1. Numarul de dinti ai rotii plane
zp= ( = =32.4mm
2. Lungimea exterioara generatoarei de divizare Re=0.5×me×zp= 0.5×3×32.4=48.6mm
3. Latimea danturii b≤0.3×Re =14.58 b≤10×me=30 => b=14.58mm(se adopta valoarea ce mai mica)
4. Lungimea mediana a generatoarei de diviziare Rm=Re-0.5b =48.6-0.5×14.58=41.31mm
5. Lungimea interioara a generatoarei de divizare Ri=Re-b= 48.6-14.58=34.02mm
6. Modulul median mm=me×Rm/Re=3× =2.55mm
7. Diametrul de viziare dm1=mm×z1=2.55×18= 45.9mm; dm2=mm×z2=2.55×27= 68.85mm
13
8. Raportul numerelor de dinti u= / = =1.5
9. Unghiul conului de divizare
10. Coeficientul deplasarii radiale de profil
xr1=0.22; xr2=-0.2211. Coeficientul deplasarii tangentiale de
profil xt1=0.01;xt2=-0.01
Calculul parametrilor rotilor dintate
1. Inaltimea exterioara a capului dintelui
hae1= hae2=
2. Inaltimea exterioara a piciorului dintelui
hfe1=
hfe2=
3. Inaltimea exterioara a dintelui he=hae1+hfe1=6.6 mm4. Arcul de divizare exterior
se1= se2=π×me-se1-
=4.2mm5. Unghiul piciorului dintelui
6. Unghiul capului dintelui ͦ
14
7. Unghiul capului de cap ;
8. Unghiul conului de picior ;
9. Diametrul de divizare exterior de1=me×z1=54mm; de2=me×z2=81mm
10. Diametrul cercului de cap exterior
dae1=de1+2hae1×cos 60.109mm; dae2=de2+2hae2×cos
83.57mm
11. Inaltimea exterioara a conului de cap
Hae1=Re×cos -hae1×sin Hae2=Re×cos -hae2×sin
= 28.71mm
12. Inaltimea interioara a conului de cap
Hai1=Hae1-b×cos ; Hai2=Hae2-b×cos
21.42mm
Dimensiuni nominale de control1. Coarda constanta exterioara
sce1=se1×cos2α= 4.6mm;sce2=se2×cos2α=3.7mm2. Inaltimea la coarda constanta hce1=hae1-
0.25se1×sin2α=2.77mm; hce2=hae2-0.25se2×sin2α=1.63mm
Roti dintate cilindrice analoge
1. Numarul de dinti
zv1=z1/cos = 21.56mm; zv2=z2/cos
2. Diametrul de divizare dev1=zv1×me=64.68mm;dev2=zv2×me=147.06mm
15
3. Diametrul cercului de cap daev1=dev1+2hae1=72;daev2=dev2+2hae2=151.74mm
4. Unghiul de presiune pe cercul capului αaev1=cosαaev1=dev1×cosα/daev1=32.85 ͦ ; αaev2=cosαaev2=dev2×cosα/daev2=24.49 ͦ
5. Diametrul de baza dbev1=dev1×cosα= 60.77mm; dbev2=dev2×cosα= 138.19mm
6. Distanta dintre axe aev=0.5(dev1+dev2)=105.87mm
amin=2.75*
amin= 26.3 [mm] ;- Distanta intre axe : aw= 30 [mm];- Diametrele de divizare preliminare :
=21.81 [mm];
= 38.16 [mm];- Vitezele tangenţiale preliminare ale roţilor dinţate :
= =
=0.7= ;- Modulul normal minim necesar :
m = = 0.9[mm]
Valoarea calculată pentru modulul danturii se rotunjeşte la o valoare superioară standardizată mn [ mm ] conform STAS 822 - 82 din următorul şir : 1 ; 1.125 ; 1.25 ; 1.375 ; 1.5 ; 1.75 ; 2 ; 2.25 ; 2.5 ; 2.75 ; 3 ; 3.5 ; 4 ; 4.5 ; 5 ; 5.5 ; 6 ; 7 ; 8 ; 9 ; 10 ; 11 ; 12 ; 14 ; 16 ; 18 ; 20 ; 22 ; 25 ; 28 ; 32 ; 36 ; 40 ; 45 ; 50 ; 60 ; 70 ; 80 ; 90 ; 100.
- Numărul maxim de dinţi pentru pinion :
= =36.85;
- Numărul de dinţi pentru pinionul cilindric: z1=36;
16
- Numărul de dinţi pentru roata cilindrică condusă : = 4*36 = 144 z2=144;
= 144/36 = 4; = 4;
= ;
- Distanţa de referinţă dintre axe :
= 2* => a = 186.34 [mm];
- Unghiul de angrenare frontal :
= arccos =>
= 14.22 ;- Coeficientul deplasarii de profil insumate :
= tg - 0.344 = 0.359 – 0.344 = -0.09; = tg - 0.36 = 0.376 – 0.36 = 0.0148;
xns = ;
xn1 =0.19;xn2 =- 0.43;
Calculul angrenajului cilindric
Calculul geometric (dimensionarea) al angrenajului cilindric
RELATII PENTRU CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRANAJELOR CILINDRICE EXTERIOARE CU DINTI INCLINATI
REALIZATE CU SCULE DE TIP CREMALIERATabelul 5.
Nr. poz.
Denumirea elementului
Simbol Unitate de
Relatii de calcul. Indicatii de adoptare. Mentiuni
Exemplul
17
masura si observatii0 1 2 3 4I Date initiale privind definirea geometrica a
danturii angrenajului1 Numarul de dinti Z1(2) 36; 1442 Modulul normal mn [mm] STAS 822-82 23 Unghiul de
inclinare de divizare
[grade] 15
4 Unghiul de presiune normal de referinţă
[grade]
Conform STAS 821-82 20
5 Coeficientul normal al capului de referinţă
Conform STAS 821-82 1
6 Coeficientul normal al jocului de referinţă la capul dintelui
Conform STAS 821-82 0.25
7 Coeficientul normal al inaltimii flancate a capului dintelui
Se indica prin tema de proiectare
0
8 Coeficientul normal al adâncimii de flancare a capului dintelui
Recomandari in STAS 821-82
0
9 Distanţa intre axe
aw[mm] aw = acos /cos 180
10 Coeficientul normal al deplasărilor de profil
xn1(2) S-au stabilit la predimensionare
0.20-0.42
11 Coeficientul frontal al deplasărilor de profil
xt1(2) xt1(2) = xn1(2)*cos 0.193-0.405
12 Lăţimea danturii B1(2)[mm] b2 = b1 = b2 + (0.5 1.5)mn
b2 = 135b1 = 135
II Elemente geometrice generale ale angrenajului1 Distanţa de
referinţă dintre axe
a [mm]a =
186.34
18
2 Unghiul de presiune de referinţă frontal
[grade] = arctg(tg ) 20.55
3 Unghiul de angrenare frontal
[grade] = arccos( )
14.22
4 Modulul frontal mt
[mm]
mt = mn/cos 2.07
5 Diametrul de divizare
d1(2) d1 = z1*mn/cosd2 = z2*mn/cos
d1 = 74.52d2 =
298.086 Raportul de
transmiterei12 i12 = z2/z1 4
7 Diametrul de rostogolire
dw1(2)dw1 =
dw2 = z2*dw1/z1
dw1 = 72
dw2 = 288
8 Coeficientul normal de modificare a distanţei dintre axe
ynyn = -3.17
9 Coeficientul normal de micşorare a jocului de referinţă la cap
yn yn = xns - yn -22.76
10 Diametrul de picior
df1(2) [mm]df1=d1-( )mn
df2=d2-2( + -xn2)mn
df1 = 72.4df2 = 294.72
11 Inălţimea de referinţă a dintelui (nescurtat)
h [mm] h = (2 )mn 4.5
12 Inălţimea dintelui scurtat(in scopul restabilirii jocului la cap egal cu cel de referinţă)
hsc [mm]hsc = h - *mn 50.02
13 Diametrul de cap de referinţă (cu dinti nescurtati)
da1(2) [mm] da1 = df1 + 2hda2 = df2 + 2h
da1 = 81.4da2 = 303.72
Diametrul de cap
19
14 scurtat (cu dinţi scurtaţi in scopul restabilirii jocului la cap egal cu cel de referinţă)
dasc1(2)
[mm]dasc1 = df1 + 2hsc
dasc2 = df2 + 2hsc
dasc1 = 172.44dasc2 = 394.76
15 Diametrul de bază db1(2) [mm]db1 = d1cosdb2 = d2cos
db1 = 69.77db2 = 279.03
16 Unghiul de inclinare pe cilindrul de bază
b [grade]
= arctg(tg *cost)
14.07
17 Unghiul de inclinare pe cilindrul de cap
[grade]
=arctg(da1(2)tg /d1(2))
16.69215.361
18 Pasul normal (de divizare)
Pn [mm] Pn = *mn 6.28
19 Pasul fronatal Pt [mm] Pt = *mt 6.4920 Pasul de bază
frontalPbt [mm] Pbt = Pt*cos 6.08
21 Pasul de bază normal
Pbn [mm] Pbn = Pbt*cos 5.90
22 Pasul axial PX [mm] PX = *mn/sin 24.2623 Pasul de
rostogolirePW [mm]
PW = PW = 6.28
24 Arcul de divizare frontal al dintelui
St1(2) [mm] St1 =
St2 =
St1 = 3.54St2 = 2.62
25 Arcul de divizare normal al dintelui
Sn1(2) [mm] Sn1=
Sn2=
Sn1= 3.48
Sn2= 2.56
26 Unghiul de presiune frontal la capul dintelui
[grade]
=arccos(z1(2)mtcos / da1(2))
30.99324.145
27 Arcul de cap frontal al dintelui
Sat1(2)
[mm]
Sat1=da1
Sat2=da2
Sat1 = 0.193
Sat2 = 0.300
20
28 Arcul de cap normal al dintelui
San1(2)
[mm]San1(2)= Sat1(2) *cos 0.184
0.289
29 Raza de curbură a profilului frontal la capul dintelui
=0.5db1(2)tg 20.9562.53
30 Unghiul de presiune frontal pe cilindrul de diametru d+2xt*mt = d+2xn*mn
[grade]=
arccos(z1(2)cos / /z1(2) + 2xt1(2)
22.1119.66
31 Numărul teoretic de dinţi pentru masurarea lungimii (cotei) peste dinţi
= (
- - inv )
4.91
13.66
32 Numarul real (adoptat) de dinţi pentru masurarea lungimii peste dinţi
N1(2)
N1(2) =INTEGER(+0.5)
514
33 Lungimea frontala peste N dinti
WtN1(2)
[mm]WtN1(2)=[ (N1(2)- 0.5)+2xt1(2) *tg
+z1(2)*inv ]*mtcos
28.4578.932
34 Lungimea normala peste N dinţi
WnN1(2)
[mm]WnN1(2)= WtN1(2)*cos b 27.61
76.56335 Lăţimea teoretică
min. a dant. care permite masurarea lung. normale peste dinţi
bWN1(2)
[mm]bWN1(2)= WnN1(2)* b 6.734
18.613
36 Verificarea masurabilităţii cotei WnN
- Dimensiunea WnN se poate masura daca:
b += 2..5 = 3
44 > 9.73442 > 21.613
21
Determinarea forţelor nominale din angrenajul cilindric
Calculul forţelor nominaleForţele tangenţiale:
Ft1= = =2408.115 [N];
Ft2= = =602.028 [N];
T2= ·106 => T2=86692.1606;
P2=P1· · =4.712·0.97·0.992=1.359 [Kw];
= =5.23;
n2=n1/ic=200/4=50;ic=z2/z1=144/36=4; Forţele radiale:
Fr1= Ft1·tg =2408.115·tg14.22=610.241 [N];Fr2= Ft2· tg =602.028· tg14.22=152.528 [N];
Forţele axiale:
Fa1= Ft1·tg =2408.115·tg15=645.252 [N];Fa2=Ft2· tg =602.028·tg15=161.313 [N];
Forţe normale pe dinte:
Fn1= = =2399.584 [N];
Fn2= = =599.895 [N];
Proiectarea arborilor
Predimensionarea arborilor
- diametrul preliminar
22
Denumirea elementului
Simbolunitate de
masură
Relaţia de calcul Exemplu de calcul
Diametrul preliminar
dp1(2)
[mm] dp1(2)=12.965=1320.322=20
=15÷25 MPa = 19 MPa
- alegerea materialului: OL 50
- date constructive pentru reductor cu roţi dinţate cilindrice cu o treaptă
Date constructive pentru reductor cu roţi dinţate cilindrice cu o treaptă
l5=16; l4=17; l3=13; l2=8; l1=47; B=17; a1=14; b=b1=44; l=105;
- Stabilirea incărcărilor
Arborele I:
(V) F=0 =>VA-Ft1+VB=0( M)B=0 => VA·l- (Ft1·l/2)=0 =>VA= 1204.0575VB= Ft1-VA=2408.115-1204.0575 => VB=1204.0575M(x1)=VA·x1
M(0)=0M(l/2)=VA·l/2=1204.0575·(105/2) => M(l/2)=63213.018M1=Fa1(dw1/2)= 645.252 ·(72/2)=>M1=23229.072(H) F=0 =>F0+HA-Fr1-HB=0( M)B=0 =>F0(l1+l)+HA·l-Fr1(l/2)+M1=0 => 276·152+HA·105-610.241·(105/2)+ 23229.072=0 => HA= -926HB= -1260M(x1)=F0·x1 => M(0)=0
=> M(l1)=F0·l1=276·47 => M(l1)= 12972M(x2)=F0·x1+HA·x2
Pentru x2=0 => M(x2)= F0·x1=F0·l1=276·47 =>M(0)=12972
23
Pentru x2=l/2 => M(x2)=F0·l1+HA(l1+l/2)=12972-92137=79165
Dimensiunile tronsoanelor arborelui sunt următoarele:
dj=
d1= =12.99=13; d2= =15.142=16;
d3= =16.018=20; d4= =17.29=25;
d5= =19.207=28; d6= =16.10=25;
d7= =10.64=20;
Calculul de rezistenţă pentru arborele de intrare este prezentat in figura următoare:
24
25
Arborele II:
(V) F=0 =>VA+Ft2+VB=0( M)A=0 => Ft2·(105/2)+VB·105=0 => 602.028·52.5+ VB·105=0 => VB= -301VA=-301M(x1)=VA·x1 => M(0)=0
=> M(52.5)= VA·52.5=-15802.5M2 = Fa2·(dw2/2)=86692.032
(H) F=0 =>HA+Fr2-HB=0( M)B=0 => HA·105+Fr2·53+M2=0 =>HA=-902HB=-749M(x1)=HA·x1 => Pt. x1=0 => M(0)=0
Pt. x1=52.5 => M(52.5)=-47355M(x2)=-HB·(105/2)=59·(105/2)=3097.5=-39322.5
Dimensiunile tronsoanelor arborelui sunt următoarele:
d1= =11.55=25;
d2= =17.75=30;
d3= =21.28=33;
d4= =20.70=30;
d5= =20.47=25;
d6= =20.40=21;
Calculul de rezistenţă pentru arborele de ieşire este prezentat in figura următoare:
26
27
Alegerea rulmenţilor
Alegerea tipului de rulment pentru arborele I:FRA,B= ;Fa=Fa1=156.313 [N];FRA= =446.66=447 [N];FRB= =399.05=340 [N];Fa<FR => se aleg rulmenţi radiali cu bile
Alegerea dimensiunilor rulmentului in funcţie de capacitatea dinamică de bază:- sarcina dinamicăP=X·FRA+Y· Fa => FRA=P => P=447X=1Y=0- durabilitatea rulmentului
L= = =540
- capacitatea dinamică de bazăC=P·(L)1/p
p=3C=447·(540)1/3=3640.03CSTAS=7350>Ccalc=3640.03d=20;B=12;D=42;r=1;- alegerea asamblărilor cu panăa) alegerea asamblărilor cu pană pentru roata de curead1=13 => b=5
h=5 ajustaj normal - arbore: N9
- butuc: I9
adâncimea - arbore: 3.0
- butuc: 2.3 raza de racordare = (0.25÷0.16) [mm]
lc= = =11.545
l=lc+b=11.545+5=18.642 lSTAS=20>l
28
b) alegerea asamblărilor cu pană pentru roata dinţatăd5=27 => b=8
h=7 ajustaj normal - arbore:
- butuc: adâncimea - arbore: 4.0
- butuc: 3.3 raza de racordare = (0.25÷0.16) [mm]
lc= = =3.97
l=lc+b=3.97+8=11.97 lSTAS=12>l
Alegerea tipului de rulment pentru arborele II:FRA,B= ;Fa=Fa2=602.028 [N];FRA= =384.92=385 [N];FRB= =288.105=289 [N];Fa<FR => se aleg rulmenţi radiali cu bile
Alegerea dimensiunilor rulmentului in funcţie de capacitatea dinamică de bază:- sarcina dinamicăP=X·FRA+Y· Fa => P=0.56·385+1.15·602.028=215.6+173.26 => P=694.93X=0.56Y=1.15- durabilitatea rulmentului
L= = =1816.803
- capacitatea dinamică de bazăC=P·(L)1/p
p=3C=694.93·(1816.803)1/3=>C=8479.63CSTAS=9700>Ccalc=8479.63d=25;B=8;D=47;r=-;
- alegerea asamblărilor cu pană
29
a) alegerea asamblărilor cu pană pentru roata dinţatăd3=32 => b=10
h=8 ajustaj normal - arbore:
- butuc:
adâncimea - arbore: 5.0
- butuc: 3.3 raza de racordare = (0.40÷0.25) [mm]
lc= = =11.28
l=lc+b=11.28+10=21.28 lSTAS=22>l
30