proiect reductor conic

1

Mod.

Coala Nr. Docum. Semn. Data

Elaborat

Verificat

Gilca S. Litera Coala Coli

Dulgheru V.

MA 063393 05 09 MC

Mecanism de acţionare a

conveierului suspendat UTM FTMIAgr. TP-091

Aprobat

Contr.norm.

Dulgheru V.

CUPRINS

ÎNTRODUCERE..............................................................................................2

1 ANALIZA CINEMATICĂ A MECANISMULUI DE ACŢIONARE...............3

1.1 ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC .................................................................3

1.2 DETERMINAREA ŞI DISTRIBUIREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE AL

M.A .........4

1.3 DETERMINAREA PARAMETRILOR CINEMATICI ŞI DE FORŢĂ AI

M.A ....................5

2 CALCULUL DE PROIECT AL ANGRENAJULUI REDUCTORULUI

CONIC............................................................................................................6

2.1 ALEGEREA MATERIALULUI ŞI CALCULUL TENSIUNILOR

ADMISIBILE..................6

2.2 DIMENSIONAREA ANGRENAJULUI CU ROŢI DINŢATE CONICE............................7

2.3 CALCULUL DE VERIFICARE AL ANGRENAJULUI..............................................10

2.4 DETERMINAREA FORŢELOR DIN ANGRENAJ...................................................11

3 CALCULUL DE PREDIMENSIONARE AL ARBORILOR , ROŢILOR

DINŢATE . ALEGEREA RULMENŢILOR........................................................13

3.1 CALCULUL DE PREDIMENSIONARE AL

ARBORILOR..........................................13

3.2 ALEGEREA PREVENTIVĂ A

RULMENŢILOR. ......................................................14

3.3 CONSTRUCŢIA ROŢILOR DINŢATE.....................................................................27

4 CALCULUL RULMENŢILOR .......................................................................29

4.1 VERIFICAREA RULMENŢILOR ARBORELUI -

PINION.............................................29

4.2 VERIFICAREA RULMENŢILOR ARBORELUI – ROŢII

DINŢATE.. ...............................29

5 PROIECTAREA CONSTRUCTIVA A ROTII DINTATE CONICE................31

6 CALCULUL ASAMBLĂRILOR PRIN PENE...................................................32

6.1 CALCULUL ASAMBLĂRII PRIN PANĂ PENTRU ARBORELE-

PINION.........................32

Coala

Mod Coala N. Document Semnat Data

MA 063393 05 09 MC Coala

6.2 CALCULUL ASAMBLĂRILOR PRIN PANĂ PENTRU ARBORELE

CONDUS.....................34

BIBLIOGRAFIE. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .37

ÎNTRODUCERE

Elaborarea acestui proiect contribuie la consolidarea materiei teoretice a bazelor

proiectării maşinilor, conceperea mai profundă a procesului calcul – proiectare –

executare a organelor de maşini şi acumularea cunoştinţelor necesare pentru elaborarea

proiectelor de curs la disciplinele de specialitate şi a celui de diplomă.

Funcţionarea oricărui reductor este însoţită de uzură, care este un proces de

modificare treptată a dimensiunilor şi a formei pieselor la frecare.

Uzura poate avea loc, cînd între suprafeţele de contact nimeresc particule dure,

care deteriorează metalul.

Pentru funcţionarea normală a maşinii este necesar de asigurat un regim stabil de

temperatură, deoarece degajarea abundentă de căldură şi evacuarea proastă a căldurii

pot provoca defecte.

Căldura degajată înrăutăţeşte calitatea lubrifianţilor, fapt ce provoacă uzura.

Se numeşte reductor, mecanismul format din transmisii dinţate sau melcate şi

serveşte pentru transmiterea relaţiei de la arborele motorului la arborele motorului la

arborele maşinii de lucru.

Reductorul este un mecanism care micşorează viteza unghiulară şi măreşte

momentul de rotaţie în mecanismele cu acţiune de la motorul electric la maşina de

lucru.

Reductorul are menirea de a micşora viteza şi corespunzător de a mări momentul

relaţiei a arborelui în comparaţie cu cel condus.

Angrenajele conice se referă la tipurile de angrenaj cu axe concurente.

2

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

Dezavantajele: randamentele mai scăzute, executatrea mai complicată în legătură

cu forma conică a roţii este mai dificilă. În legătură cu apariţia forţelor axiale este

nevoie de o fixare mai complexă a arborelui.

Reductorul pe larg se întrebuinţează în diferite ramuri ale industriei constructoare

de maşini, de aceea există şi mai multe tipuri de maşini.

Pentru a micşora dimensiunile organelor de maşini, în industria constructoare de

maşini întrebuinţează motoarele – reductoarele ce constau dintr-un agregat în care sunt

unite motorul şi reductorul.

l ANALIZA CINEMATICĂ A MECANISMULUI DE ACŢIONARE

1.1 Alegerea motorului electric

1.1.1 Determinăm puterea necesară OL din cadrul maşinii proiectate Pot ,[ kW]Pol=F⋅ν

unde Ft este forţa de tracţiune a OL, Ft =2,6 [kN]; ν este viteza liniară a OL, ν =1,6m/s.

Pol=F⋅ν =2,6∙1,6 = 4,16[ kW]

1.1.2 Determinăm randamentul total a MA, ηma:

ηtot=ηcurea⋅ηcon⋅ηc⋅ηrul3 ;

unde ηc este randamentul cuplajului , ηc = 0,975 ;

ηcon - randamentul angrenajului conic , (reductor cu roţi dinţate conice),

primimηcon =0,956 ;

a –randamentul transmisiei pri angrenajcilindric(transmisia deschisa),primim

ηcurea=0,91 ;

ηrul - randamentul unei perechi de rulmenţi, primim ηrul =0,991 ; ηma= 0,975 ∙ 0,956 ∙ 0,91 ∙ 0 ,9913

=0,82;

1.1.3 Determinăm puterea necesară ME - Pel ,[ kW]:

Pme=Pol

ηalignl ¿ma ¿¿=4 ,16

0 ,82=5,1[ kW ]¿

1.1.4 Determinarea puterii nominale a :ME - Pnom , [kW ]:

Valoarea puterii nominale a ME se alege după următorul criteriu :

Deci Pnom = 5,5 [kW ].1.1.5.Alegem pralabil tipul motorului electric.

3

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

Tab. 1.1Tabelul 1.1 Caracteristica tehnică a motoarelor electrice alese

Nr.Modelul motorului

electric

Caracteristica tehnicăPuterea nominală,

[kW]Turaţia asincronă,

[rot/min-1]Turaţia nominală,

[rot/min-1]1 4AM112MB6Y3

5,51000 965

2 4AM100L4Y3 1500 1445

1.2 Determinarea şi distribuirea raportului de transmitere al MA.

1.2.1 Determinăm turatia arborelui OL- nol,[min-1]

nol=60 ∙ 103∙ vol

· Dol

unde: vol- este viteza OL, vol=1,6[m/s];

D- diametrul OL,D=320[mm];

nol=60⋅103⋅1,63 ,14⋅329

=95 , 54[min-1]

1.2.2 .Determinarea in prealabil a raportului de transmitere a mecanismului de actionare.

ima1=nnom .1

nol

=96595 ,54

=10. 1;

ima2=nnom .2

nol

=144595 ,54

=15 ,13.

1.2.3. Determinarea rapoartelor de transmitere ale treptelor MA:

ima=ired .⋅it .d . ,unde ired . , it .d . sunt rapoartele de transmitere ale reductorului şi, respectiv, ale transmisiei prin curea. În conformitate cu tabelul [ tab. 2.2 pag. 25] acceptăm ired .=2,5 . Deoarece valoarea it .d .2 este inclusă în limitele recomandate pentru cazul transmisiei prin curea, în corespundere cu tabelul 2.2 din [I] pagina 25, acceptăm prima varianta a motorului electric. Astfel, în final, alegem motorul electric 4AM13256Y3 cu puterea nominală Pnom .=5,5[kW] şi turaţia nominală nnom.=965 [min-1].

1.2.4 Determinăm raportul real de transmisie al MA- ireal :

4

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

unde :itd este raportul transmisiei deschise (transmisia prin curea) ;

ired raportul de transmitere pentru reductor.

În aşa fel acceptăm motorul electric de tipul :

4AM13256Y3(Pnom=5,5[ kW] ;nnom=965 [ tur/min]);

Distribuţia raportului de transmitere:

Reductorului ired= 2,5

Transmisia deschisă itd= 4,04

Mecanismul de acţionare ima= 10,1

1.3 Determinarea parametrilor cinematici şi de forţă ai MA.

Îi corespunde cu schema a MA pentru calculul cinematic vom avea următoarea

schemă de calcul:

Motor electric→ Tranmisie deschisă→Reductor→ Cuplaj→Organ de lucru

Tabelul 1.2 – Parametrii cinematici şi de forţă ai mecanismului de acţionare.

Parame

trul

Arbo

rele

Consecutivitatea legăturii elementelor

mecanismului de acţionare conform schemei cinematiceMotor electric→ Tranmisie deschisă→Reductor→ Cuplaj→Organ de lucru

me→ td →red→ c →ol

Puterea

P,[ kW]

me Pme=5,0kW

I P1=P2/ηc⋅ηrul=5,0⋅0 , 975⋅0 , 991=4 , 83

II P2=Pol /ηred⋅ηrul=4 ,03⋅0 ,95⋅0 , 99=3 ,79

ol Pol=P2∙ηa∙ηrulmenti¿4,57 ∙ 0,91 ∙ 0,991=4,12

Vit

eza

ung

hiul

ară

ω,

me

nnom=965ωnom=

π⋅nnom

30=3 , 14⋅965

30=101

I n1=nnom=965 ω1=101

IIn2=

n1

ired

=9652,5

=386

ω2=π⋅n2

30=¿ 3 ,14 ¿

3 ,12∗386 ¿30=40 ,40

5

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

Tur

aţ

ia n

s−1 ol nol=¿ n2/itd¿=386/4,04=95,54 wol=¿¿9,99

Momen

tul de

torsiune

T,

[N*m]

me T nom=Pme·103/wnom=5·103/101=49,5

IT 1=

P1⋅103

ω1

=4 ,83⋅103

101=47 ,82

II T

2=¿P2 ∙103

w2

=4,57 ∙103

40,40=113,12¿

olT ol=

Pol⋅103

ωol

=4 ,12⋅103

9 ,99=412,41

2. CALCULUL DE PROIECT AL ANGRENAJULUI CONIC.

2.1. Alegerea roţilor dinţate şi calculul tensiunilor admisibile.

2.1.1 Alegerea materialului roţilor dinţate, durităţii şi prelucrării termice.

Duritatea materialului ≤ 350 HB. Asigură prelucrarea de finisare după

tratamentul termic, o precizie înaltă şi un bun rodaj al roţilor din angrenaj.

Pentru rodajul uniform al dinţilor roţilor din angrenaj, duritatea pinionului HB,

se primeşte mai mare ca duritatea roţii dinţate.

De multe ori pentru mărirea capacităţii portante a transmiterii şi micşorarea

gabaritelor ei , diferenţa durităţii medii este HB1med−HB 2med≥70 ;

Conform cărţilor materialelor de specialitate ( „ Bazele proiectării maşinilor” I.

Bostan , „ Курсовое проектирование деталей машин ” Шейнблит, „Mecanica

Aplicată” Dulgheru ) trebuie de ales acelaşi material pentru marca pinionului şi a roţii

dinţate. Tip 40; 45; 40X .

Conform acestor recomandări alegem marca oţelului pentru fabricarea

pinionului şi roţii dinţate – oţel 45 , duritatea - ≤ 125 HB.

Diferenţa HB1med−HB 2med=20 . .. .. 50

Caracteristicile mecanice ale oţelului 45.

Duritatea 235...262 HB

Tratamentul termic – îmbunătăţire,

6

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

Dlim = ≤125[ mm]

Determinarea durităţii medii a dinţilor pinionului şi roţii dinţate :

Pinion HB1 med =(HBmin+HBmax)/2=(235+262)/2= 285,5

Roată HB2 med =248,5-35= 213,5

2.1.2. Determinarea tensiunilor admisibile de contact pentru pinion [σ ]H 1 şi roată[σ

]H 2 ,[ N/mm2

] ;

Pinion [σ ]H 1 = 1,8∙248,5+ 67 = 514,3 [N/mm]2

Roată [σ ]H 2= 1,8 ∙213,5+ 67 = 451,3 [N/mm2

]

2.1.3. Determinarea tensiunilor admisibile de încovoiere pentru pinion [σ ]F 1 şi

roată [σ ]F 2 [N/mm2

].

Pinion [σ ]F 1 = 1,03 ∙ HB1 med = 1,03 ∙248,3= 256,0 [N/mm2

]

Roată [σ ]F 2 = 1,03∙ HB2 med = 1,03∙ 213,5= 219,9[ N/mm2

] .

2.1.4 Prezentam un răspuns tabelar pentru acest punct :

Tabelul 2.1 –Caracteristicile mecanice al materialului transmisiei

Elementul

transmisie

i

Marca

oţelului

Slim (mm) Tratamentul

termic

HB1med [ σ ]H [ σ ]F

Dlim (mm) HB2 med [N/mm2

]

1. Pinion 45 ≤125 imbunatatire 248,5 514,3 256,0

2. Roată

dinţată

45 ≤125 imbunatatire 213,5 451,3 219,9

2.2 Dimensionarea angrenajului cu roţi dinţate conice.

2.2.1 Determinăm parametrul principal – diametrul de divizare exterior de 2 , mm:

de 2≥1653√ ired⋅T 2⋅103

ϑ H ÷¿[ σ ]H 22

⋅KHβ

;

unde ired - raportul de transmitere al reductorului , ired =2,5;

T 2 - momentul de torsiune pe arborele condus al reductorului, T 2=113 ,12 [Nm];

7

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

[ σ ]H2 - tensiunea admisibilă de contact a roţii dinţate ( cu dinte mai puţin

rezistent) , [ σ ]H2

=451 ,3[N/mm

2]

K Hβ - coeficientul distribuirii neuniforme a sarcinii pe lungimea coroanei

dintelui, acceptam K Hβ=1,0

ϑ H - coeficientul formei roţilor dinţate conice, acceptam ϑ H =1,0

de 2=1653√ 2,5⋅113 , 12⋅103

1,0⋅(451 , 3 )2⋅1,0=183 ,7

[mm]

2.2.2 Determinăm unghiurile conurilor de divizare a pinionului δ1 şi roţii :

δ2=arctgired=arctg2,5=68 , 19∘

;

δ1=90∘−δ2=90∘−68 ,19∘=21, 81∘

2.2.3 Determinăm lungimea exterioară a generatoarei conului de divizare Re , mm :

Re=de2

2 sin δ 2

=183 ,72⋅sin 68 , 19∘=99 ,29

[mm]

2.2.4 Determinăm lungimea coroanei danturate a pinionului şi roţii dinţate,b, mm:

b=ψR⋅Re=0 ,285⋅99 ,29=28 , 29 [mm]

unde ψ R− este coeficientul lăţimii coroanei danturate. ψ R=0 , 285

Conform şirului numerelor normale[*,tab.S1,anexa 2],acceptam b= 28

2.2.5 Determinăm modulul de angrenare exterior me , mm :

me≥14⋅T 2⋅103

ϑ H⋅de 2⋅b⋅[ σ ]F 2

⋅K Fβ ,

unde K Fβ− coeficientul distribuirii neuniforme a sarcinii pe lungimea coroanei

danturate , acceptam K Fβ=1 . 0

T 2 - momentul de torsiune pe arborele condus al reductorului,

T 2=113 ,12 [N∙m]

8

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

ϑ H - coeficientul formei roţilor dinţate conice . Pentru roţi dinţate conice cu

dantura dreaptă ϑ H =0,85

[ σ ]F 2- tensiunea admisibilă de încovoiere a roţii dinţate cu dinte mai puţin

rezistent , [ σ ]F 2=219,9[N/mm

2]

me≥14⋅113 ,12⋅103

0 , 85⋅183 ,7⋅28⋅219 ,9⋅1,0=1,64

[mm ]

Acceptam modulul me=2[mm]

2.2.6 Determinăm numărul de dinţi ai roţii dinţate z2 şi a pinionului, z1 :

z2=d e2

me

=183 , 72

=91 ,85 ;

z1=z2

ired

=91,852,5

=36 , 74;

Primim z1=36 dinţi şi z2 = 92 dinţi .

2.2.7 Determinăm raportul de transmitere real ireal şi verificarea abaterii Δi faţă de

raportul de transmitere ales iniţialired :

ireal=z2

z1

=9236

=2 ,55;

Δi=|ireal−ired|

ired

∗100 %≤4%;

Δi=|2, 55−2,55|

2,5∗100%=2 %;

2.2.8 Determinăm valorile reale ale unghiurilor conurilor de divizare a pinionului δ1

şi roţii :

δ2=arctgireal=arctg 2 ,55=68 , 58∘

δ1=90∘−δ2=90∘−68 ,58∘=21 , 42∘

2.2.9 Determinăm parametrii geometrici de bază ai transmisiei .

Tabelul 2.2 – Parametrii geometrici de bază ai angrenajului conic[mm].

Diametrul cercului Dantură dreaptă (mm)

De divizare:

pinion de1=me z1=2⋅36 , 74=73 ,48

9

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

roată de 2=me z2=2⋅91 , 85=183 , 7

Exterior :

pinion

roată

dae 1=de1+2me cosδ 1=73 , 48+2⋅2⋅cos21 , 42=77 , 20

dae 2=de2+2me cos δ2=183 , 7+2⋅2⋅cos68 ,58=185 ,7

Interior :

pinion

roată

d fel 1=de1−2,4 me cosδ1=73 , 48−2,4⋅2⋅cos 21,42=69 , 02

d fe 2=de2−2,4 me cosδ2=183 ,7−2,4⋅2⋅cos 68 ,58=181 ,95

Re=98,76

Determinăm diametrul cercului de divizare median al pinionului d1 şi roţii

danturate d2 , mm.

d1=0 , 857⋅de1=0 , 857⋅73 , 48=62 , 97 [mm]

d2=0 , 857⋅de2=0 , 857⋅183 , 7=157 , 43 [mm].

2.3 Calculu forţelor în angrenaj.

Figura 2.2 Forţele în angrenajul conic

Forţa tangenţială:

10

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

F t1=F t 2=2⋅T2⋅103

0 ,857⋅dm2

= 2⋅113 ,12⋅103

0 , 857⋅157 , 43=1676 , 87

[N]. Forţa radială:

pinion F r 1=F t⋅0 ,36⋅cos δ1=0 , 36⋅1676 ,87⋅cos21 ,42=561,97 [N];

roata F r 2=Fa 1=220 , 46[N].

Forţa axială: pinion

Fa1=F t⋅0 , 36⋅sin δ1=0 ,36⋅1676 ,87⋅sin 21 , 42=220 , 46

[N]; roata

Fa2=F r 1=561 , 97 [N].

2.4. Calculul de verificare a angrenajului.

2.4.1. Calculul de verificare a angrenajului la tensiuni de contact.

σ H 2=470⋅√ F t2⋅√ ired .2 +1,0

v H⋅de2⋅b⋅KHα⋅KHβ⋅K Hv≤[ σ ]H 2

,

unde: K Hα - coeficientul distribuirii sarcinii între dinţi, acceptăm K Hα=1,0

F t 2 - forţa tangenţială din angrenare; K Hv - coeficientul sarcinii dinamice, care depinde de viteza periferică a roţii.

Determinăm prealabil viteza eriferică a roţii dinţate:

v2=w2⋅d e2

2⋅103=40 ,40⋅183 ,7

2⋅103=3 ,71

[m/s]

Stabilim treapta a 9-a de precizie pentru angrenajul proiectat şi acceptăm K Hv=1,2 .

σ H 2=470⋅√1676 ,87⋅√2 ,552+1,01,0⋅183 ,7⋅28

⋅1,0⋅1,0⋅1 ,12=465 ,3[N/mm2].

11

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

Aşa cum σH2>[σ]H2 iar această suprasarcină nu depăşeşte 5%, putem trece la următoarea etapă a calculului da ver.ificare

2.4.2. Calculul de verificare a angrenajului la tensiuni de încovoiere.

σ F 2=Y F 2⋅

F t 2

vF⋅b⋅me

⋅K Fα⋅K Fβ⋅K Fv≤[ σ ]F 2;

σ F 1=σ F 2⋅Y F 1

Y F 2

≤[σ ]F 1,

unde: me[mm] - modulul exterior al angrenării;

K Fα - coeficientul distribuirii sarcinii între dinţi, acceptăm K Fα=1,0

K Fv - coeficientul sarcinii dinamice, acceptăm K Fv=1,1 ;

Y F 1 şi Y F 2 -coeficienţii de formă ai dinţilor pinionului şi roţii dinţate, care se determină în dependenţă de numărul echivalent de dinţi ai pinionului şi roţii dinţate:

zv 1=z1

cos δ1

=36 , 74cos 21 , 42

=39 , 50;

zv 2=z2

cos δ2

=91, 85cos68 , 58

=255 , 13.

Deci, acceptăm Y F 1=3 ,70 şi Y F 2=3 , 63 .

σ F 2=3 ,63⋅1676 ,870 , 85⋅28⋅2

⋅1,0⋅1,0⋅1,1=140 ,66[N/mm2];

σ F 1=140 , 66⋅3 , 703 , 63

=143 ,37[N/mm2].

Tabelul 2.3-Rezultatele calculului de dimensionare a angrenajului cu roţi dinţate conice

Calculul de dimensionare al angrenajului

Parametru Valoarea Parametru Valoare

Lungimea exterioară a

generatoarei conului de

divizare Re , mm

98,76

Diametrul cercului de divizare:

Pinion de1

Roată de 2

73,48

183,7

Modulul me , mm

2

Diametrul cercului exterior:

Pinion dae 1

Roată dae 2

77,20

185,16

12

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

Lăţimea coroanei danturate

b , mm

28

Diametrul cercului interior :

Pinion d fe 1

Roată d fe2

69,02

191,85

Forma dintelui Dreaptă

Diametrul cercului median :

Pinion d1

Roată d2

62,97

157,43

Numărul de dinţi:

pinion z1

roată z2

36

92

Unghiul conului de

divizare:

pinion δ1

roată δ2

21,42∘

68,58∘

3 Calculul arborilor reductorului.

3.1. Calculul de predimensionare al arborilor

Din condiţia de rezstenţă la răsucire şi în conformitate cu recomandările [*,pag 55]

determinăm prelabil diametrele minime ale arborilor:

Tabelul 3.1-Determinarea prelabilă a dimetrilor arborilor,[mm].

Arbore-melc Arborele roţii melcate

d1 p=3√ T 1 ∙ 103

0,2∙ [τ ]=

3√ 47,82∙ 103

0,2∙ 17=24,14 [mm ]

[acceptămd1 p=25[mm]

d2 p=3√ T 2 ∙ 103

0,2∙ [ τ ]=

3√ 113,12 ∙ 103

0,2∙ 23=29,07

[mm] acceptămd1 a=30[mm].unde T1 şi T2, [N/mm2] sunt momentele de torsiune pe arbori [vezi tab. 1.2]; [τ]k=12...20 [N/mm2]- tensiunea admisibilă la răsucire [*, pag. 55].

13

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

3.2 Calculul de dimensionare.

3.2.1 Alegerea prealabilă a rulmenţilor.

Alegerea celui mai raţional tip de rulment, pentru condiţiile date de muncă al reductorului, este complicat şi depinde de un şir de factori : puterea transmisă de reductor, tipul transmisiei, coraportul forţelor din angrenaj, turaţia inelului interior al rulmentului, durata necesară de funcţionare, schema de amplasare etc. Conform tabelului 17.16 din [I] pagina 267 alegem rulmenţi radiali-axiali cu role conice.

Tabelul 3.2 –Alegerea prealabila a rulmenţilor

3.2.2. Elaborarea schiţei de dimensionare a reductorului conic

Schiţa reductorului, elaborată prealabil (fig.3.1 şi fig.3.2), stabileşte poziţia

reciprocă a pinionului şi roţii dinţate. De asemenea se determină distanţele l1 , l2 ,lc , ltd ,

lp , şi la , necesare pe viitor la calculul arborilor şi calculul de verificare a rulmenţilor .Schiţa reductorului se execută în corespundere cu schema cinematică a

reductorului din sarcina tehnică. Pentru determinarea pozoţiilor de aplicare a reacţiunilor în reazeme, prealabil calculăm distanţa de la partea frontală a rulmentului pînă la punctul de aplicare a reacţiunilor α, [mm]:

14

SimbolizareaDimensiunile, [mm]

Capacitate portantă, [kN]

d D B T e C r α

7205A 25 52 15 16,5 0,36 13 15%

7206A 30 62 16 17,5 0,36 14 15%

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

a=0,5⋅(T + d+D3

⋅e),

unde valorile pentru d, D, T [mm] şi e sunt prezentate în tab. 3.2.

a p=0,5⋅(16 , 5+25+523

⋅0 ,36)=12, 87≈13[mm];

aa=0,5⋅(17 ,5+30+623

⋅0 ,36)≈14[mm].

15

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

.

Figura 3.1 Schiţa reductorului, vederea principală.

16

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

Figura 3.2 Schiţa reductorului, vederea frontală

17

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

3.2.3. Calculul de dimensionare a arborelui- pinion

Date iniţiale: d1= 62,97[mm] –diametrul cercului median

Ft= 1677 [N]; Fr=562[N]; Fa=220 [N]; -forţele angrenajului ;

l1p=20 [mm]; l2p=60 [mm]-distanţele de aplicare areacţiunilor în reazăme

Figura 3.3 Chema de calcul a arborelui pinion.

3.2. 3.1 Determinăm forţele de reacţiune în reazămele A şi B (fig 3.3)

Planul vertical ( YOZ )

∑ M A=0 ;

18

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

−RBY⋅l2p+Fr1⋅l1

p−Fa 1⋅

d1

2=0

Rβν=Fr1⋅lp−Fa1⋅

d1

2l2

p

=562⋅20−220⋅62 ,97

260

=71 ,88[ N ]

∑ M Bν=0

−RAν⋅l2p+F r⋅(l1 p+l2 p )−Fa

d1

2=0

RAν=F r⋅(l1 p+l2 p )−Fa⋅

d1

2l2 p

=562⋅(20+60 )−220⋅62, 97

260

=633 , 88 [ N ]

Verificare :

∑ Fν=0−F r−RAν−Rβν=0

−562+633 , 88−71, 88=0

Planul orizontal (XOZ).

∑ M A=0

19

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

−RBο⋅l2 p+F t⋅l1 p=0

RBο=F t⋅l1 P

l2 p

=1677⋅2060

=559 [ N ]

∑ MBν=0RAX⋅lp−F t⋅l1=0

−RAν⋅l2 p+Fr (i1 p+l2 p )−Fa⋅d1

2=0

RΑν=Fr⋅( l1 p+l2 p )−F

a⋅¿⋅d1

2

l2 p

=1677⋅(20+60 )60

=2236[ N ]

¿

Verificare :

F t−RAo+RBo=0⇔1677−2236+559=0

Determinarea reacţiunilor sumare.

RA=√R Ao2 +RAν

2 =√(2236 )2+(633 , 88 )2=2381 , 05[ N ]

RB=√RBo2 +RBν

2 =√ (559 )2+ (71, 88 )2=400 , 9[ N ]

20

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

3.2.3 .2 Construirea diametrelor momentelor încovoietoare (fig.3.3), [Nm]

Planul vertical (YOZ).

Sectorul I

∑ M ( X )=0

0≥Z1≥l1 p

Qv =Fr=562 [N]

ΣMîv=0=Fr∙Z1-Fa∙d1/2-Mv=0

PentruZ1=0,→

Pentru Z1=0,

Mv(0)=Fr∙0-Fa∙d1/2=-220∙ 62,97 ·10−3

2=¿-6,9[Nm]

Pentru Z1=0 ,

Mv(0)= FV *0-Fa *d1/2=-292*69.57/2=-10.16[Nm].

Pentru Z1=l1p, → Mv(l1p)= Fr∙ l1p- Fa

∙d1/2=526∙0,02-220∙62,97 ·10−3

2=4,34[Nm].

Sectorul II

21

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

l1p>ZII>( l1p+ l2p)Qv =Rav-Fr=633,88-562=71,88[N]

Pentru ZII=l1p,→

Mv( l1p)= Fr∙ ZII- Fa ∙d1/2- Rav( l1p- l1p)=562∙0,02-220∙ 62,97 ·10−3

2−633,88∙

0=4,34[Nm].

Pentru ZII=(l1p+ l2p) →Mv( l1p+ l2p)= Fr∙(l1p+ l2p) - Fa ∙d1/2- Rav∙l2p=562∙0,08-

220∙0,031485+633,88∙0,06=0

Planul orizontal (XOZ) .

Sectorul I

0≥Z I≥l1 p

Q0=Ft=1677[N]

Pentru ZI=0 →M0(0) =Ft∙0 =0; Pentru Z1=l1p, → M0 ( l1p)= Ft∙ l1p=1677∙0,02=33,54[Nm]

22

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

Sectorul II

l1p>ZII>( l1p+ l2p)Q0=RAO- Ft=2236-1677=559[N]

Pentru ZII=l1p,→ M0 ( l1p)= Ft∙ l1p+ RAO( l1p- l1p)=1677∙0,02+0=33,54[Nm] Pentru ZII=( l1p+ l2p) → M0( l1p+ l2p)= )= Ft∙ ( l1p+ l2p)- RAO∙ l2p=1677∙0,08- 2236∙0,06=0

3.2.3.3 Determinăm momentul de încovoiere rezultant (fig .3.3) în secţiunile caracteristce ale arborelui (1...3) Mrez , [Nm]în conformitate cu relaţia:

Mrez=√ M 02+M V

2,

Mrez1=√ M 012+M V 1

2=√6,92+02=6,9 [Nm];

Mrez2=√ M 022+M V 2

2=√33,542+4,342=33,82 [Nm];

Mrez3=√ M 032+M V 1

2=√02+02=0 [Nm]; 3.2.3. 4 Construim diagrama momentului de torsiune pentr arborele-pinion,care

egal cu T1=47,82 [Nm].

3.2.3.5. Determinăm şi contruim diagrama momentelor echivalente de încovoiere.

Mech1=√ M rez12+¿¿=√6,92+1286,12❑=35,96[Nm]

Mech2=√ M rez22+¿¿=√33,822+1286,12❑=49,29[Nm]

Mech3=√ M rez32+¿¿=√0+1286,12=35,86 [Nm]

23

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

3.2.3.6 Verificăm diametrul arborelui- pinion în secţiunea cea mai solicitată.

Conform momentului echivalent de încovoiere maxim, precizăm valoarea

diametrului în secţiunea critică a arborelui din condiţia de rez istenţă la încovoiere :

d

3√ M e⋅103

0.1⋅[ σ ]i,[ mm ]

unde:[σ]i -este tensiunea admisibila la incovoiere. In conformitate cu ciclul de

functionare pulsator , acceptam [σ]i =95,0[N/mm2]; [ *, tab. S2, anexa 2]

Mech-este momentul echivalent de incovoiere in sectiunea cea mai solicitata ,

care corespunde valorii maxime Mech2=10,7[Nm]

Deci, pentru sectiunea 2 (valoarea diametrului determinate prealabila pentru

acest sector corespunde d1p=25[mm], [tab.3.1, pag.13]) vom avea

d1p

3√ M ech2

0,1⋅[ σ ]i =

3√10,7⋅103

0,1⋅95 , 0=17 , 31[ mm ]

Aceptăm : d1p= 25 [mm]

24

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

25

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

3.2.4 Calculul de dimensionare a arborelui condus

Date iniţiale:d2=157,43 [mm]-diametrul cercului median

Ft=1677 [N]; Fr=562 [N]; Fa=220 [N]-foţele în angrenaj;

l1a=25,0 [mm]; l2a=89,0 [mm]-distanţele de aplicare a reacţiunilor în reazăme.

Figura 3.4 –Schema de calcul a arborelui condus.

3.2.4.1 Determinarea foţelor de reacţiune în reazeme .(fig.3.1)

Planul vertical (YOZ) .

∑ M Cν=0 ;

−RBν⋅(l1 a+l2 a)−Fr⋅l1 a+Fa⋅d2

2=0

RBν=Fa⋅

d2

2−F r⋅l1 a

l1 p+l2 p

=220⋅157 ,43

2−562⋅25

25+89=28 , 66[ N ]

26

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

∑ M Dν=0

−RCν⋅(l1 a+l2 a)+F r⋅l2 a+Fa⋅d2

2=0

RCν=F r⋅l2a+Fa⋅

d2

2l1a+l2 a

=562⋅89+220⋅157 , 432

¿25+89 . ¿¿

=590 , 66[ N ] ¿

Verificarea - ∑ Fν=0⇒RCν−FR−RDν=0⇔590 ,66−562−28 ,66=0

Planul orizontal(XOZ) .

∑ M C 0=0 ;

−RD 0⋅(l1 a+l2 a)+FT⋅l1 a=0⇔RD0=F t⋅l1a

l1 a+l2 a

=1677⋅2525+89

=367 ,8[ N ]

∑ M D0=0⇔

RC 0⋅(l1 a+l2 a)−F t⋅l2 a=0⇔RC 0=F t⋅l1a

l1 a+ l2a

=1677⋅8925+89

=1309 , 2[ N ]

Verificarea - ∑ F0=0⇒RC 0−F t+RD 0=1309 ,2−1677+367 , 8=0

Rezultatele reacţiunilor vor fi:

27

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

RCo=√RCo2 +RCν

2 =√1309 ,22+590 ,662=61 ,64 [ N ]

RDo=√RDo2 +RDo

2 =√367 ,82+28 ,662=28 ,16[ N ]

3.2.4 .2 Construirea diametrelor

momentelor încovoietoare (fig.3.4.), [Nm].

Planul vertical (YOZ).

Sectorul I

0≥Z≥l1 a

Qv =RCv=590,66 [N]

ΣMîv=0=-RCv∙Z1+Mv=0

Pentru Z1=0 , Mv(0)= RCv∙0=0;

Pentru Z1=l1a, Mv(l1a)=

RCv∙l1a=590,66∙0,025=14,77 [Nm].

Sectorul II l1a>ZI>( l1a+ l2a) Qv =RCv-Fr=590,66-562=28,66 [N].

ΣMîv=0=-RCv∙Z1I+Fr(ZII-l1a)+Fa∙d1/2-Mv=0

Pentru ZII=l1a,→

Mv( l1a)= -RCv ∙l1a+ Fr ( l1a- l1a)+ Fa ∙d2/2=-590,66∙0,025+0+220∙0,15743

2 =-o,14[Nm].

28

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

Pentru ZII=(l1a+ l2a) →Mv( l1a+ l2a)= -RCv ∙(l1a+ l2a) + Fr ∙ l2a +Fa

∙d2/2=-590,66∙0,114+562∙0,089+220

∙0,15743

2

=0[Nm].

Planul vertical (XOZ).

Sectorul I

0≥Z I≥l1a

Q0=RCo=1309,2 [N] Pentru ZI=0 →M0(0) = RCo ∙0 =0

Pentru Z1=l1a, →M0 ( l1a)= RCo∙l1a=1309,2∙0,025=32,73[Nm].

Sectorul II

l1a>ZI>( l1a+ l2a) Qo =RCo-Ft=1309,2-1677=-367,8 [N].

ΣMîo=0=RCo∙Z1I-Ft(ZII-l1a)-Mo=0

Pentru ZII=l1a,→ Mo( l1a)= RCo ∙ l1a - Fr ( l1a- l1a)=309,2∙0,025=32,73[Nm].

Pentru ZII=(l1a+ l2a) → Mo( l1a+ l2a)= RCo ∙(l1a+ l2a) – Ft ∙ l2a =1309,2∙(0,025+0,089)-1677∙0,089=0

29

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

3.2.4.3 Determinăm momentul de încovoiere rezultant (fig .3.5) în secţiunile caracteristce ale arborelui (1...3) Mrez ,în conformitate cu relaţia:

Mrez=√ M 02+M V

2,

Mrez1=M rez 3=√ M 012+M V 1

2=√ M o 32 +¿ M v 3

2 =¿¿0 [Nm]

Mrez2=√ M 022+M V 2

2=√32,732+−0,142=32,73 [Nm]

Mrez2=√ M 022+M v 2I

2=√32,732+14,772=35,91[Nm]

3.2.4. 4 Construim diagrama momentului de torsiune pentr arborele-pinion,care egal cu T2=113,12 [Nm].

3.2.4.5. Determinăm şi contruim diagrama momentelor echivalente de încovoiere (fig.3.5) in sectiunile caracteristice (1...3)Mech.,[Nm]din relatia:

Mech1=√ M rez12+¿¿=√02+(0,75∙113,12)2=84,84 [Nm]

Mech2=√ M rez22+¿¿=√8,072+(0,75 ∙113,12)2=85,22 [Nm]

Mech2=√ M rez22+¿¿=√9,72+(0,75 ∙113,12)2=85,39 [Nm]

Mech3=√0❑2+¿¿=84,84 [Nm]

3.3.5 Verificăm diametrul arborelui în secţiunea cea mai solicitată.

Conform momentului echivalent de încovoiere maxim, precizăm valoarea

diametrului în secţiunea critică a arborelui din condiţia de rez istenţă la încovoiere :

d

3√ M e⋅103

0.1⋅[ σ ]i

unde [σ ]I este tensiunea dmisibilă la încovoiere .În conformitate cu ciclul de

funcţionare pulsator , acceptăm [σ ]=75 [N/mm2]; d1a=55[mm] şi vom avea:

d1 aI ≥

3√ M ech 2I

0,1∙ [σ ]i=¿ 3√ 85,39 ∙103

0.1∙ 70=¿20,79¿¿ [mm]

30

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

Condiţia se respectă.În acelaşi timp în comformitate cu recomadările date diametrul

arborelui pinion d1a[mm] trebuie mărit cu cca.10%

Astfel acceptăm d2a=25[mm]

31

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

32

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

4. CALCULUL RULMENŢILOR

4.1. Determinarea duratei de funcţionare necesare peru MA.

Pentru determinarea duratei de funcţionare necesare Lh, [ ore] este nevoie de durata

funcţionare L, , [ ani] a mecenismului de acţionare preyentă în sarcina

tehnică.Astfel ,durata de funcţionare calculată în ore Lh, [ ore]:

Lh=L∙365∙24∙Кz∙ Кh= 10∙365∙24∙0,7∙0,66=40471,2[ ore]:

unde: L=10[ ani] [Sarcina tehnica];

Кz=0.7 - coefcientul zilelor lucratoare; [*,pag.81]

Кh=0,66 - coefcientul orelor lucratoare; [*,pag.81]

4.2 Determinarea capcităţii dinamice portante necesare a rulmenţilor

4.2.1 Capacitatea portantă dinamică necesară pentru rulmenţii arborelui pinion:

C re=REp3. 3√573⋅ω1⋅

Lh

106 , [N]

Rep[N] este sarcina dinamică echivalentă a arborelui pinion

ω1=101 s−1

Ra 1

V ∙ Rr 1

≠ e ↔711,46

1.0 ∙2381,05=0,29<e=0,36

Ra 2

V ∙ Rr 2

≠ e ↔931,46

1.0 ∙ 400,9=2,32>e=0,36

33

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

unde m – indicatorul de putere , m = 3.3

Re− sarcina dinamică echivalentă

REp2=( X⋅V⋅Rr 2+Y⋅Fa2 )⋅K s⋅K t , [N]

unde X – coeficientul sarcinii radiale , X = 0.45 ,

V – coeficientul turaţiei , acceptăm V = 1

RB− reacţiunea sumară maximă a rulmenţilor arborelui

K s− coeficientul de siguranţă K s=1,2

K t− coeficientul de temperatură , acceptăm K t=1

Y – coeficientul sarcinii axiale , acceptăm Y 1=1. 67

Fa1=220 [N]-forţa axială în angrenaj,

REp1=0 . 45⋅1 .0⋅2381 , 05⋅1,2⋅1 .0=1285 , 77[ N ]

REp

2=(0 , 45⋅1,0⋅400 ,9+1 ,67⋅931 ,46 )⋅1,2⋅1,0=2083 ,13 [ N ]

Rs1=0 , 83⋅e⋅R r=0 , 83⋅0 ,36⋅2381 ,05=711 ,46 [ N ]

C re=2083 , 13 . 3√573⋅101⋅40471 , 2106

=21868 , 27 [ N ]

4.2.2 Capacitatea portantă dinamică necesară pentru rulmenţii arborelui condus:

C re=REa3√573⋅ω2⋅

Lh

106 , [N]

unde REa− sarcina dinamică echivalentă

Re2=( X⋅V⋅RD+Y⋅Ra 2)⋅K s⋅K t , [N]

unde X – coeficientul sarcinii radiale , X = 0,45

34

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

V – coeficientul turaţiei , acceptăm V = 1

RD− reacţiunea sumară maximă a rulmenţilor arborelui

RD=28 , 16 N

K s− coeficientul de siguranţă K s=1,1

K t− coeficientul de temperatură , acceptăm K t=1

Re2=(0 , 45⋅1⋅3411 ,70+1 , 67⋅2270 ,9 )⋅1,2⋅1=6393 ,20 [N]

4.3 Alegerea finală a rulmenţilor

În conformitate cu diametrele sub rulmenţi şi capacităţile portante determinate

anterior, alegem următorii rulmenţi pentru arborii reductorului conic

Tabelul 3.2- Alegerea finală a rulmenţilor

Simbolizarea

GOST(831-75)

Dimensiunile, [mm] Capacitatea portantă, kN

d D T B r e Y Cor

7204 A 20 47 15,5 14 1 0,36 1,67 16,6

7205 A 25 52 16,5 15 1 0,36 1,67 21

5. Proiectarea constructivă a roţii dinţate conice

35

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

Figura 5.1 –Construcţia roţii dinţate cilindrice obţinută prin ştanţare.

Tabelul 5.1 - Determinarea parametrilor constructivi ai roţii dinţate conice

Elementul

roţii

Parametrul Relatia de Calcul

Coroana

danturată

Diametrul

cercului

exterior

dae 2=185 ,16[mm]

Lăţimea b0=0,6⋅b=0,6⋅28=16 ,8 [mm]

Grosimea S=2,5⋅mte+2 mm=2,5⋅2+2=7 [mm]

S0≥1,2⋅mte=1,2⋅2=2,4 [mm] . Conform şirului numerelor

normale , conform Ra 10 primim S=8[mm] ; S0=3 [mm ]

Butucul

Diametrul

interior

d1 a=30mm

Diametrul

exterior

dbut=1 ,55⋅d1 a=1, 55⋅30=46 ,5 mm , conform şirului

numerelor normale primim dbut=46 mm

Latimea lbut=(1,2 .. . 1,5)⋅d3=(1,2. .. 1,5 )⋅30=45mm

conform şirului numerelor normale lbut=45 mm

Disc

Grosimea C=( 0,3. . .0,4 )⋅b=0,3⋅28=8,4mm,conform şirului

numerelor normale , conform Ra primim C=8mm

Raze de

rotungire

R≥5 mm , acceptăm R= mm

36

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

6. CALCULUL ASAMBLĂRILOR PRIN PENE

Pentru transmiterea momentului de torsiune în reductorul cu rpţi dinţate cilindrice avem nevoie de trei asamblări pe arborele condus sub roata dinţată şi sub un element al transmisiei deschise şi o asamblare pe arborele conducător – sub semicuplaj sau un element al transmisiei deschise .

6.1 Calculul asamblării prin pană pentru arborele – pinion

Date iniţiale :

d 4 p =12 [mm]şi l4 p =25[mm]– diametrul şi lungimea treptei arborelui pe care este

instalată pana.

În dependenţă de diametrul d1 ,[mm] , stabilim dimensiunile secţiunii

transversale ale penei :

b = 5,0 [mm] ; h = 5,0 [mm] ; t1 = 3,0[mm] ; t2= 2,3[mm] .

Lungimea penei L , mm se stabileşte în dependenţă de lungimea treptei arborelui

pe care este instalată pana - l1 , [mm] :

F t =1676,87 [N] – este forţa tangenţială în angrenaj .

37

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

Figura 6.1 – Asamblarea prin pană pe arbore condus

Primim conform şirului de lungimi ale penei standardizat –l=14 mm.

Alegem preventiv următoarea pană :

Pană 5x5x14 GOST 23360 – 78

Calculul de verificare a penei

Penele prismatice , utilizate la proiectarea reductoarelor sunt verificate la

forfecare . Condiţia de rezistenţă la strivire :

σ s=F t

A s

≤ [σ ]s ;

unde A s− suprafaţa de forfecare , [mm2

]

As=(0 ,94⋅h−t1 )⋅lef =(0 ,94⋅5−3)⋅9=15 ,3 mm2.

38

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

lef – lungimea de lucru a penei cu suprafeţe frontale rotunjite , mm

lef = l – b =14-5=9[ mm]

[ σ ]s− tensiunea admisibilă la forfecare , N /mm2. Pentru bucşă de oţel şi

sarcini liniştite [ σ ]s=110 .. .. .. . .. .190 [ N /mm2 ] [*,pag.88]

σ s=F t

As

=1676 ,8715 ,3

=110 ,0N

mm2¿¿

Deoarece tensiunea de forfecare este în limita admisibilă , definitiv primim

următoarea pană :

Pană 5x5x14 GOST 23360 – 78

6.2 Calculul asamblării prin pană pentru arborele condus

Date iniţiale :

d1 a=35 [mm] şi lbut =45 [mm] – diametrul şi lungimea treptei arborelui sub butucul

elementului transmisiei deschise; [fig. b. 3.6]

d3 a =22 [mm] şi l3 a=42 [mm] – diametrul interior şi lungimea butucului roţii

dinţate; [tab.5.1]

F t =1676,87[N] – este forţa tangenţială în angrenaj .

6.2.1Predimensionarea penei

În dependenţă de diametrul d1 şi d3 , mm , stabilim dimensiunile secţiunii

transversale ale penelor : d1a=35[mm] ; d3a=22[mm] ;

Secţiunea A-A b1=10 [mm] ; h1=8 [mm] ; t1=5 [mm] ; t2=3,3[mm] .

Secţiunea B-B b2=8 [mm] ; h2=7 [mm]; t1 =4[mm] ; t2 =3,3 [mm] .

Lungimea penei L′ şi L2

, mm se stabilesc în dependenţă de lungimea treptei

arborelui sub butucul elementului transmisiei deschise - l1 , mm şi lăţimea butucului

roţii dinţate lbut , mm şi :

l1=lbut−(5 .. .10 )=45−8=37 [mm ]

l3=l3 a

-(5...10)=42-9=33 mm

39

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

Acceptam conform şirului de lungimi ale penei standardizat – l1=36[mm]

l3=32 mm

Alegem preventiv următoarele pene :

Secţiunea B-B Pană 8x7x32 GOST 23360 – 78

Sectiunea A-A Pana 10 x8 x36 GOST 23360-78

6.2.2 Calculul de verificare a penei

Penele prismatice , utilizate la proiectarea reductoarelor sunt verificate la

forfecare . Condiţia de rezistenţă la forfecare :

σ fr=F t

A fr

≤[ σ ]fr

unde A s− suprafaţa de forfecare , mm2

.

Secţiunea A-A As=(0 ,94⋅h−t1 )⋅lef =(0 ,94⋅8−5)⋅26=65 , 5[ mm2 ]

Secţiunea B-B As=(0 ,94⋅h−t1 )⋅lef =(0 ,94⋅7−4 )⋅24=67 [ mm2 ]

l – lungimea de lucru a penei cu suprafeţe frontale rotunjite , mm

Secţiunea A-A lef = l1 – b =36-10=26[mm]

Secţiunea B-B lef = l3 – b =32-8=24[mm]

[ σ ]fr− tensiunea admisibilă la forfecare , [ N /mm2 ]. Pentru bucşă de oţel şi

sarcini liniştite [ σ ]fr=110.. . 190 N /mm2

σ s=F t

As

=1676 ,8765 ,5

=25 ,6N

mm2

σ s=F t

As

=1676 ,8767

=25N

mm2

40

Coala


MA 063393 05 09 MC Coala

Deoarece tensiunile de strivire pentru ambele sectiuni se afla în limite admisibile,

acceptăm următoarele pene:

Secţiunea A-A Pană 10x8x36 GOST 23360 – 78

Secţiunea B-B Pană 8x7x32 GOST 23360 – 78

BIBLIOGRAFIE :

1) „ Bazele proiectării maşinilor” I. Bostan ,

2) „ Курсовое проектирование деталей машин ” Шейнблит,

3) ‚‚Mecanica aplicată ’’ V. Dulgheru ; Ion Bondariuc ,Rodion Ciupercă, Ion

Dicusar,

41

proiect reductor conic

Documents