proiect reductor conico-cilindric

55
PROIECT: REDUCTOR CONICO-CILINDRIC ÎNDRUMĂTOR, STUDENT,

Upload: boxxxer

Post on 16-Dec-2015

487 views

Category:

Documents


51 download

DESCRIPTION

proiect facultate organe de masini

TRANSCRIPT

  • PROIECT:

    REDUCTOR CONICO-CILINDRIC

    NDRUMTOR,

    STUDENT,

  • 2

    TEMA PROIECTULUI

    S se proiecteze reductor conico-cilindric cu urmtoarele date de

    proiectare:

    - puterea motorului electric PME= 9 [kW],

    - turaia motorului electric n ME= 1800 [rot/min];

    - turatia de iesire niesire=80 [rot/min];

    - durata totala de functionare DH=10000 [h];

  • 3

    I. MEMORIU TEHNIC

    1.1. DEFINIIE

    Reductoarele cu roi dinate sunt mecanisme independente formate din

    roi dinate cu angrenare permanent, montate pe arbori i nchise ntr-o

    carcas etan. Ele servesc la:

    - Micorarea turaiei;

    - Creterea momentului de torsiune transmis ;

    - Modificarea sensului de rotaie sau a planului de micare;

    - nsumeaz fluxul de putere de la mai multe motoare ctre o main de

    lucru;

    - distribuie fluxul de putere de la un motor ctre mai multe maini de

    lucru.

    n cazul reductoarelor de turatie, rotile dintate sunt montate fix pe

    arbori, rotile angreneaza permanent si realizeaza un raport de transmitere total

    fix, definit ca raportul dintre turatia la intrare si turatia la iesirea reductorului,

    spre deosebire de cutiile de viteze la care unele roti sunt mobile pe arbori (roti

    baladoare), angreneaza intermitent si realizeaza un raport de transmitere total

    in trepte. Ele se deosebesc si de variatoarele de turatie cu roti dintate (utilizate

    mai rar) la care raportul de transmitere total poate fi variat continuu.

    Reductoarele de turatie cu roti dintate se utilizeaza in toate domeniile

    constructiilor de masini.

    Exista o mare varietate constructiva de reductoare de turatie cu rotile

    dintate. Ele se clasifica in functie de urmatoarele criterii:

    1. dupa raportul de transmitere:

    reductoare o treapta de reducere a turatiei;

    reductoare 2, sau mai multe trepte de treducere a turatiei.

  • 4

    2. dupa pozitia relativa a arborelui de intrare (motor) si arborele de

    iesire:

    reductoare coaxiale, la care arborele de intrare este coaxial cu cel de

    isire;

    reductoare obisnuite (paralele), la care arborele de intrare si de iesire

    sunt paralele.

    3. dupa pozitia arborilor:

    reductoare cu axe orizontale;

    reductoare cu axe verticale;

    reductoare cu axe inclinate.

    4. dupa tipul amgrenajelor:

    reductoare cilindrice;

    reductoare conice;

    reductoare hipoide;

    reductoare melcate;

    reductoare combinate (cilindro-conice, cilindro-melcate etc);

    reductoare planetere.

    5. dupa pozitia axelor:

    reductoare cu axe fixe;

    reductoare cu axe mobile.

    Daca reductorul impreuna cu motorul constituie un singur agregat

    (motorul este motat direct la arborele de intrare printr-o flansa) atunci

    unitatea se numeste motoreductor.

    In multe solutii constructive reductoarele de turatie cu rotile dintate se

    utilizeaza in scheme cinematice alaturi de alte tipuri de transmisii: prin curele,

    prin lanturi, cu frictiune, cu surub-piulita, variatoare, cutii de viteza etc.

    Avantajele utilizarii reductoarelor inschemele cinematice ale masinilor

    si mecanismelor sunt:

  • 5

    raport de transmitere constant;

    asigura o mare gama de puteri instalare;

    gabarit redus;

    randament mare (cu exceptia reductoarelor melcate);

    intretinere simpla si ieftina.

    Printre dezavantaje se enumera:

    pret de cost ridicat;

    necesitatea unei uzinari si montaj de precizie;

    functionarea lor este insotita se sgomot si vibratii.

    Parametrii principali ai unui reductor cu roti dintate sunt:

    puterea;

    raportul de transmitere;

    turatia arborelui de intrare;

    distanta dintre axe.

    Datorita multiplelor utilizari in industria constructiilor de masini si

    aparate, parametrii reductoarelor de turatie cu rotile dintate sunt

    standardizate:

    rapoartele de transmitere, STAS 6012-82;

    distanta dintre axe, STAS 6055-82;

    modulii, STAS 822-82;

    parametrii principali ai reductoarelor cilindrice, STAS 6850-77;

    parametrii principali ai reductoarelor melcate, STAS 7026-77.

    1.2. TIPURI DE REDUCTOARE

    Alegerea ripului de reductor intr-o scheme cinematica se face in functie

    de:

  • 6

    raportul de transmitere necesar;

    gabaritul disponibil;

    pozitia relativa a axelor motorului si a organului (masinii) de lucru;

    randamentul global al schemei cinematice.

    In functie de aceste cerinte se pot utililiza urmatoarele tipuri de

    reductoare cu roti dintate: cilindrice, conice, conico-cilindrice, melcate,

    cilindro-melcate, planetare.

    a) Reductoare cu roti dintate cilindrice.

    Acestea sunt cele mai utilizate tipuri de reductoare cu roti dintate deoarece:

    se produc intr-o gama larga de puteri: de la puteri instalate foarte mici

    (de ordinul Watt-ilor) pana la 100 000kW (900 kW, pentru reductoare cu o

    teapta).

    rapoarte de transmitere totale, iT max = 200 (iT max = 6,3, pentru reductoare

    cu o treapta;

    iT = 6,360, pentru reductoare cu 2 treapte, iT = 40200, pentru

    reductoare cu 3 treapte);

    viteze periferice, vmax = 200 [m/s];

    posibilitatea tipizarii si executiei tipizate sau standardizate.

    Se construiesc in variante cu 1, 2 si 3 trepte de reducere, fig. 1.1, avand

    dantura dreapta sau inclinata.

    Notatiile din figura sunt:

    intrarea in reductor, cu litera I;

    iesirea din reductor, cu litera E;

    cifrele 1, 2, 3, 4 rotile ce compun angrenajele treptelor de

    reducere.

    Din punct de vedere al inclinarii danturii, la alegerea tipului de reductor

    cu roti dintate cilindrice se tine seama de urmatoarele recomandari:

    reductoarele cu roti dintate cilindrice drepte, pentru puteri

    instalate mici si mijlocii, viteze periferice mici si mijlocii si la rotile

    baladoare de la cutiile de viteze;

    reductoarele cu roti dintate cilindrice inclinate, pentru puteri

    instalate mici si mijlocii, viteze periferice mari, angrenaje silentioase;

  • 7

    reductoarele cu roti dintate cilindrice cu dantura in V, pentru

    puteri instalate mari viteze periferice mici.

    Fig. 1. 1. Scheme cinematice pentru reductoarele cu roti dintate cilindrice

    b) Reductoare cu roti dintate conice

    Aceste reductoare schimba directia miscarii la 90[0], fiind utilizate atat in

    varianta constructiva simpla (un singur angrenaj conic concurent ortogonal)

    cat si in varianta combinata (impreuna cu 1 sau 2 angrenaje cilindrice

    paralele). In privinta utilizarii acestor tipuri de reductoare se recomanda ca:

    reductoarele conice simple, cu iT max=6, pentru puteri mici, randamente

    max= 0,98;

    reductoarele conico-cilindrice cu 2 trepte (prima treapta avand angrenaj

    conic),

    cu iT = 440 si randamente max = 0,96;

    reductoarele conico-cilindrice cu 3 trepte (prima treapta cu angrenaj

    conic celelalte 2 trepte cu angrenaje cilindrice), cu iT = 20 180 si

    randamente max = 0,95.

  • 8

    Fig. 1.2. Scheme cinematice pentru reductoarele cu roti dintate conice si

    conico-cilindrice.

    In privinta utilizarii acestor tipuri de angrenaje mai trebuiesc amintite si

    domeniile de viteza recomandate pentru angrenajele conice, functie de tipul

    danturii:

    pentru danturi conice drepte, vmax = 3 [m/s];

    pentru danturi conice inclinate, vmax = 12 [m/s];

    pentru danturi conice curbe, vmax = 40 [m/s];

    c) Reductoare cu roti dintate cilindrice planetare si diferentiale.

    Reductoarele planetare au un singur grad de mobilitate iar reductoarele

    diferentiale, 2 grade de mobilitate. In fig. 1.3 s-au prezentat 2 tipuri de

    reductoare planetare, cu scheme cinematice simbolizate cu P1 (reductor

    planetar cu o treapta si un rand de sateliti) si P2 (reductor planetar cu o

    treapta si 2 randuri de sateliti).

    Semnificatiile notatiilor folosite in fig. 9.51 sunt:

    roata centrala, a;

    satelit (sateliti), s, sau s1, s2;

    coroana, b;

  • 9

    bratul port satelit, H.

    Fig. 1. 3. Scheme cinematice pentru reductoarele planetare (diferentiale)

    Principalele avantaje al reductoatelor planetare (diferentiale) fata de

    celelalte tipuri de reductoare:

    constructie foarte compacta, greutate de 26 ori mai mica (la

    aceiasi putere transmisa si acelasi raport de transmitere); aceasta se

    datoreaza faptului ca momentul de rasucire se repartizeaza pe 2 sau

    mai multi sateliti;

    rapoarte de transmitere de 2...3ori mai mare.

    Principalele dezavantaje sunt legate pretul de cost mare de fabricare si

    cerintele de montaj foarte exigente.

    Prin legarea acestora in serie se pot obtine scheme cinematice de tip 2P1, 2P2

    etc.

    Reductoarele diferentiale sunt utilizate in schemele cinematice ale masinilor

    sau aparatelor pentru insumarea sau divizarea puterii.

    c) Reductoare melcate

    Reductoare melcate cuprind un angrenaj melc-roata melcata care au

    axele de rotatie asezate incrucisat in spatiu (unghiul de incrucisare este de

    900), normala lor comuna este distanta dintre axe.

  • 10

    Aceste reductoare sunt angrenaje silentiose datorita alunecarii relative

    dintre flancurile dintilor melcului si rotii melcate. Cele mai utilizate sunt

    reductoarele melcate cu melc cilindric, fig. 1.4, cele cu melc globoidal fiind mai

    putin folosite datorita cerintelor mai severe de executie si montaj.

    La utilizarea reductoarelor melcate cu melc cilindric se tine seama de

    urmatoarele caracteristici ale acestora:

    reductoarele melcate simple cu iT max = 80 (pentru la transmisiile de

    forta) si

    iT max=1000 (pentru la transmisiile cinematice) si randamente mici;

    melcul poate fi pozitionat sus sau jos;

    pentru crestera rapoartului de transmitere, se realizeaza

    reductoare combicate compuse dintr-un angrenaj cilindric la intrtare si

    un angrenaj melcat, constructie care are fata de reductorul melcat

    simplu, la acelasi raport de transmitere total, un randament mai mare;

    la puteri transmise si rapoarte de transmitere mari, datorita

    frecarilor mari dintre flancurile dintilor melcului si rotii melcate, se

    incalzesc puternic si necesita masuri speciale de racire;

    sunt transmisii cu autofranare (elementul conducator este melcul).

    Fig. 1.4. Scheme cinematice pentru reductoarele melcate ci cilindro-melcate

  • 11

    1.3. VARIANTE CONSTRUCTIVE DE REDUCTOARE

    1.4. CONICO-CILINDRICE

    Varianta 1

    Prima variant constructiv se caracterizeaz prin:

    - Pinionul treptei a I-a de reducere este executat corp comun cu

    arborele de intrare, aceeai soluie aplicndu-se i pentru treapta a II-a;

    - Carcasa reductorului este turnat din dou buci separate n

    planul orizontal;

    - Ungerea lagrelor i a roilor dinate se asigur cu ulei, prin

    barbotare i stropire de ctre roile antrenateale fiecrei trepte;

    - Construcia reductorului este suficient de compact

    - Arborele de intrare se sprijin pe lagre cu rulmeni montai ntr-o

    capsul;

    Varianta 2

    A doua variant constructiv prezint o construcie asemntoare cu

    prima.

    Deosebirea apare la arbore de ieire, care este montat pe rulmeni radiali-

    axiali cu role conice, n prima variant utilizandu-se rulmeni oscilani

    Pentru buna functionare reductorul este prevazut cu capac de vizitare a

    danturii, aerisitor,dop de golire,indicator al nivelului de ulei cu vizor si inele de

    ridicare executate in capac prin turnare.

    Etansarea arborelui de intrare si iesire se realizeaza cu mansete de

    rotatie.

    Varianta 3

    Varianta a III-a prezint o costrucie diferit de precedente: aezarea

    arborelui de intrare n poziie vertical. Toi arborii sunt montai pe rulmeni

    radiali-axiali cu role conice. Pentru o bun funcionare, montarea pinionului

    trebuie fcut cu mare atenie, n scopul respectrii jocului prevzut ntre

    flancurile danturii.

  • 12

    Pentru calcule s-a ales varianta constructiva a II-a (Fig. 1.5), deoarece

    prezinta o constructie mai simpl, compact, uor de montat si prezinta un

    cost de productie mai redus.

    Fig. 1.5. Variant constructiv de reductor conico-cilindric.

  • 13

    II. MEMORIU DE CALCUL

    1.5. SCHEMA CINEMATICA A REDUCTORULUI

    Fig. 2.1. Schem cinematic pentru reductor conic-cilindric

    2.1.1. Stabilirea rapoartelor de transmitere

    La reductoarele cu dou trepte, pentru determinarea raportului de

    transmitere al primei trepte i12 se folosete relaia: totalii 12

    5,2280

    1800

    ies

    me

    totaln

    ni

    itotal raportul total al reductorului

    Raportul de transmitere al treptei conice: i12= 4 (STAS 6012-82)

    Raportul de transmitere al treptei cilindrice

    32,43,14

    5,22

    12

    34

    c

    total

    ii

    ii

    i34=6,3 (STAS 6012-82);

    Unde: ic=1...1,5. Se adopt ic=1,3

  • 14

    2.1.2. Determinarea puterilor si momentelor pe arbori

    ][89.101654

    75,595509550

    ][98.165346

    05,695509550

    ][05.421384

    24,695509550

    min]/[543,6

    346

    min]/[3464

    1384

    min]/[13843,1

    1800

    96,0...94,0

    995,0...99,0

    24,699,095,09

    05,799,098,0237,6

    75,699,096,0051,6

    34

    12

    12

    34

    Nmn

    PMt

    Nmn

    PMt

    Nmn

    PMt

    transmisiedeMomente

    roti

    nn

    roti

    nn

    roti

    nn

    Turatii

    kWPP

    kWPP

    kWPP

    Puteri

    III

    IIIIII

    II

    IIII

    I

    II

    IIIII

    III

    c

    MEI

    curea

    rul

    rulcureaMEI

    rulIII

    rulIIIII

  • 15

    2.1. DIMENSIONAREA ANGRENAJULUI CONIC

    2.1.1. Diametrul de divizare al pinionului conic

    mmd

    u

    MKKd

    m

    HRR

    IAHm

    917,604

    1

    6003,05,013,0

    430505,1107,1

    1

    5,01

    322

    6

    min1

    32

    lim

    2min1

    KA factor de utilizare, KA =1,5

    KH factor global al presiunii hertzienede contact, KH =1,7106 MPa

    d factor de lime a danturii, d=0,3

    Hlim tensiunea limit de baz de contact la oboseal a flancurilor,

    Hlim = 950 Mpa

    SHP factor de siguran , SHP = 1,15

    u raportul de transmitere, i =4

    Se calculeaza diametrul de divizare pe conul frontal median mm:

    mmdmmdd mRm 7005,7015,1917,60)5.01( 1min1

    Numrul maxim de dini ai pinionului de dini:

    68174

    17

    12

    1

    zuz

    z

    64,16817

    05,702

    2

    21

    1min

    m

    zz

    dm

    m

    mSTAS=2

  • 16

    2.1.2. Calculul geometric al angrenajului conic cu dinti drepti

    Elementele rotii plane de referinta sunt standardizate prin STAS 6844 40.

    Fig. 2.3. Elementele geometrice ale angrenalui conic cu dinti drepti

    - unghiul profilului de referinta.

    - Coeficientul inaltimii capului de referinta.

    - Coeficientul inaltimii piciorului de referinta.

    - Jocul de referinta la picior.

    Deplasarile radiale : xr1= - xr2=0.16

    Deplasarile tangentiale sunt considerate nule.

    2,0

    2,1

    1

    20

    0

    0

    c

    h

    h

    of

    oa

  • 17

    Elementele geometrice ale angrenajului

    Calculul semiunghiului conului de divizare

    761490

    1468

    17

    25,068

    17190

    2

    1

    2

    1

    12

    1

    arctg

    z

    z

    itg

    Calculul diametrelor de divizare :

    mmdmmd

    136682

    34172

    2

    1

    Lungimea exterioara a generatoarei de divizare :

    mmR

    R

    ddR

    5,70

    09,70136342

    1

    2

    1

    22

    22

    21

    Lungimea medie a generatoarei conului de divizare :

    mmR

    R

    mmR

    R

    dR

    m

    m

    m

    m

    m

    m

    5,70

    08,7076sin2

    136

    5,70

    27,7014sin2

    34

    sin2

    2

    2

    1

    1

    21

    21

    21

    Rm1(2)=70,5 [mm].

  • 18

    Ltimea danturii rotilor

    mmb

    Rb

    25

    26,235,7033,033,0

    4,3

    4,3

    Diametrele de divizare medii :

    mmbdd

    mmbdd

    bdd

    m

    m

    m

    74,11176sin25136sin

    95,2714sin2534sin

    sin

    222

    111

    2,12,12,1

    nltimea capului dintilor

    mmh

    mmh

    xhmh

    a

    a

    aa

    72,1)16,01(2

    32,2)16,01(2

    )(

    2,1

    2,1

    02,1 2,1

    nltimea piciorului dintilor

    mmh

    mmh

    xchmh

    f

    f

    af

    72,4)16,02,11(2

    08,4)16,02,11(2

    )(

    2

    1

    02,1 2,10

    Unghiurile capetelor dinilor

    8,1

    5,70

    2,2

    arctgR

    harctg

    R

    harctg

    R

    htg

    aaa

    aa

    Unghiurile la picioarele dinilor

    8,1 af

    Unghiurile conurilor de cap

  • 19

    8,158,114

    11 1 aaa

    8,778,17622 2 aaa

    Unghiurile conurilor de picior

    8,1511 1 aff

    8,7722 2 aff

    Diametrul de divizare exterior

    2,12,1

    zmd ee

    mmdzmd eee 34172 11 1

    mmdzmd eee 136682 22 2

    Diametrele cercurilor de cap

    mmd

    mmdhdd

    ae

    ae

    aeae4,13676cos78,1136

    3,3614cos32,234cos2

    2

    1

    2,12,12,1 2,1

    Diametrele cercurilor de picior

    mmhdd fefe 66,3132,223,362 111

    mmhdd fefe 84,13278,124,1362 2221

    Elementele roilor cilindrice analoage

    Numrul de dini al roilor analoage:

    1852,1714cos

    17

    cos 11 1

    1 vv zz

    z

    28108,28176cos

    68

    cos 22 2

    2 vv zz

    z

    Diametrele de divizare ale roilor echivalente

  • 20

    mmzmd veev 3618211

    mmzmd veev 564282222

    Diametrele cercurilor de cap pentru roile echivalente

    mmhdd aevaev 64,4032,22362 111

    mmhdd aevaev 56,57678,125642 222

    Unghiul de presiune pe cercurile de cap

    3483,064,40

    20cos36

    coscos

    20

    1

    1

    11

    aev

    aev

    evaevd

    d

    2492,056,576

    20cos564

    coscos

    2

    12

    122 aev

    aev

    evaevd

    d

    Diametrele de baz ale rotilor echivalente

    mmdd evbev 3720cos36cos11

    mmdd evbev 56520cos564cos22

    Distanta dintre axele rotilor echivalente

    mmdd

    aevev

    ev 3002

    56436

    2

    21

    Gradul de acoperire

    2,152,42

    20)28118(242813418

    tgtgtg

    2.2. CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC

    2.2.1. Alegerea materialului pentru pinion si roata

  • 21

    Oelurile sunt utilizate, n general, pentru angrenajele de lucru, la care

    uzura trebuie s fie ct mai mic. Din aceast grup se folosesc oelurile

    carbon de calitate i oelurile aliate. Aceste materiale se supun tratamentelor

    termice n scopul ameliorrii caracteristicilor de rezisten i a mbuntirii

    comportrii flancurilor dinilor la diverse forme de uzur. In alegerea oelurilor

    se pot face urmtoarele recomandri:

    - Roile care angreneaz s nu fie executate din acelai material (la

    materiale identice tendina de gripare este maxim).

    - Roata conductoare funcioneaz n condiii mai grele dect roata

    condus, deci trebuie s fie executat dintr-un material cu caracteristici

    mecanice superioare.

    Materialul ales este 41MCr11.

    2.2.2. Calculul dinstantei axiale minime

    Relatia de dimensionare determina distanta minima necesara intre axe

    pe criteria de rezistenta la presiune de contact:

    u=i34=2,5 raport de transmisie la treapta cilindrica.

    KA=1 - factor de utilizare

    KV =1,2 - factor dinamic la contact

    KH =1,39 - factor de repartiie a sarcinii pe limea danturii la solicitarea

    de contact

    KH =1- factor de repartiie frontal a sarcinii la solicitarea de contac

    SHP=1,15 - factor de siguran

    ZH =2,5 - factorul zonei de contact

    ZN2= 1,6 factorul de oboseala

    Ze=189,9 ][ MPa - factorul de material

    Z=0,88 - factorul lungimii minime de contact

    Z=1- factorul nclinrii dinilor

    a= 48,01

    2

    u

    d

  • 22

    d=0.5 coeficient diametral al rotii dintate; ambele danturi avand

    HB>3500MPa. Amplasarea pinionului se fae intre reazeme, asimetric.

    MPavH 6002lim - tensiunea limita

    ZL =1 Factorul de lubrifiant

    ZV =1 Factorul vitezei periferice

    ZX=1 Factorul de dimensiune

    ZR=1 Factorul rugozitatii flancurilor

    ZW=1 Factorul raportului durabilitii

    amin=124,895 [mm] distana axial calculat.

    Alegem numarul de dinti care trebuie sa fie cuprins intre 17 si 20 pentru

    roata-pinion.

    z3=19

    120

    7,1193,619

    4

    4

    3434

    z

    z

    izz

    mma

    ZZZZZZS

    i

    ZZZZKKKKMtia

    XWVRLN

    HP

    v

    a

    EHHHVAIII

    H

    895,124

    19,111116,115,1

    60048,03,62

    188,09,1895,2139,12,1.1101689013,6

    2

    )()(1

    3

    1

    2

    2

    2

    2

    min

    3/1

    2

    2

    2

    2

    2lim2

    34

    2

    34min

    3,63

    434

    z

    zi

  • 23

    mmaAlegem

    mma

    zzma

    mm

    zz

    am

    STAS

    n

    STASnn

    n

    180:

    75,1732

    )12019(5,2

    2

    )(

    5,2797,1

    797,112019

    895,12422

    43

    43

    2.2.3. Calculul geometric al angrenajului cilindric exterior cu

    dinti drepti

    Fig. 2.2. Elementele geometrice ale angrenajului cilindric cu dinti drepti.

  • 24

    35,0

    25,0

    25,1

    1

    20

    max_0

    0

    0

    c

    c

    h

    h

    of

    oa

    Deplasarile de profil : x3=0,5

    x4=0,022

    Unghiul de angrenare :

    0coscos STAS

    wa

    a

    44

    93,020cos180

    139cos

    w

    w

    a

    Elementele geometrice ale angrenajului

    Diametrul de divizare :

    mmzmdmmzmd

    3001205,2

    5,47195,2

    44

    33

    Diametrul de rostogolire:

    mmdd

    mmdd

    w

    w

    w

    w

    39244cos

    20cos300

    cos

    cos

    6244cos

    20cos5,47

    cos

    cos

    44

    33

    Diametrul de cap:

    mmxhmdd

    mmxhmdd

    oaa

    oaa

    25,3015,015,2300

    72,49022,015,25,47

    344

    433

  • 25

    Diametrul de baza:

    mmdd

    mmdd

    b

    b

    9,28120cos300cos

    63,4420cos5,47cos

    44

    33

    Diametrul de picior:

    mmxhmdd

    mmxhmdd

    off

    off

    86,293022,025,15,22300)(2

    75,435,025,15,225,47)(2

    4*

    44

    3*

    33

    Inaltimea dintilor :

    mmxmxhmh

    mmxmxhmh

    oaa

    oaa

    75,3)5,01(5,2)31()(

    55,2)022,01(5,2)1()(

    3*

    4

    44*

    3

    Inaltimea piciorului dintelui:

    mmxhmh

    mmxhmh

    off

    off

    79,3)022,025,1(5,2)(

    87,1)5,025,1(5,2)(

    4*

    4

    3*

    3

    Latimea danturii rotii:

    mmab a 4022,01804,0...2,01804

    De obicei se adopta latimea data de relatia de mai sus pentru roata, iar

    pentru pinion se ia o latime putin majorata ( cu 2...5 [mm]) pentru a compensa

    erorile de montaj axial.

    Pentru compensarea erorilor de montaj axial, latimea pinionului se

    adopta mai mare decat latimea danturii rotii.

    mmb 453

    Arcul dintelui pe cercul de cap:

    2,69472

    4

    4,37382

    4

    4

    3

    444

    3

    3

    333

    invinvz

    xds

    invinvz

    xds

    aa

    aa

  • 26

    Unghiul de presiune la capul dintelui:

    02,22cosarccos

    53,56cosarccos

    4

    44_

    3

    33_

    a

    ta

    a

    ta

    d

    d

    d

    d

    ofev ofinv

    of -unghiul de angrenare frontal

    ofev ofoftg

    97721,0cos

    STAS

    ofo

    fa

    a

    ofev 0,96720

    2.3. FORELE DIN ANGRENAJUL CONIC

    Deoarece calculul de rezisten se efectueaz pentru angrenajul conic

    nlocuitor (echivalent), de pe conul frontal median se consider fora normal

    pe dinte Fn aplicat n punctul de intersecie al liniei de angrenare cu cercul de

    divizare mediu.

    Fora normal (fig. 2.2.) Fn se descompune n trei direcii ortogonale: fora

    tangenial Ft la cercul de divizare mediu, fora radial Fr i fora axial Fa.

  • 27

    Fig.2.2. Fortele din angrenajul conic echivalent

    Calculul forei tangeniale

    Nd

    MF

    m

    tt 43,1976

    28

    2767022

    1

    11

    Nd

    MF

    m

    tt 07,1916

    112

    10730022

    2

    22

    Fora normal

    NF

    F tn 27,210320cos

    43,1976

    cos

    1

    Fora axial

    22

    11

    ra

    ra

    FF

    FF

    Fora radial

  • 28

    NtgtgFFNtgtgFF

    tr

    tr

    7,16876cos201,1916cos

    69814cos2043,1976cos

    222

    111

    2.4. FORELE DIN ANGRENAJUL CILINDRIC

    Forele care acioneaz n angrenajul cilindric cu dini drepi se

    determin din fig.2.3.

    Fig.2.3. Fortele din angrenajul cilindric

    Calculul forei tangeniale:

    Nd

    MFF

    m

    ttt 9,4517

    5,47

    10730022

    3

    243

    Calculul forelor radiale

    NtgtgFFF wtrr 4,1644209,4517343

    Calculul forei normale

    NF

    Fw

    tn 8,4807

    20cos

    9,4517

    cos

    33

    Calculul fortei axiale

    Fa3=Fa4=Ft3tg=4517,9tg20=1644,4 [N]

    2.5. CALCULUL SI DIMENSIONAREA ARBORILOR

  • 29

    Alegerea materialului: OLC45 STAS 880-88.

    Distanta dintre reazeme - arborele I:

    L1=Lb+2x+B+612 mm

    L1=26+210+22+12=80 mm

    Lb - latimea butucului rotii dintate ;

    x=815mm luftul dintre butucul rotilor dintate si peretele interior

    carcasei

    B - latimea rulmentului .

    Distanta dintre reazeme - arborele II:

    L2= Lb+2x+B+612mm

    L2=45+210+28+7=100mm

    Distanta dintre reazeme - arborele III:

    L3= Lb+2x+B+612mm

    L3=43+210+32+11=106mm

    Dimensionarea capetelor de arbori

    Nmk

    MM

    I

    t

    tII

    c7.28

    5,1

    05.43

    Lungimea capatului de arbore :

    Nmk

    MM

    II

    t

    ctIIII 32.111

    5,1

    98.166

    Lungimea capatului de arbore :

  • 30

    Nmk

    MM

    III

    t

    tIIIIII

    c92.677

    5,1

    89.1016

    Lungimea capatului de arbore :

    2.5.1. Verificarea si determinarea reactiunilor din arbori

    Arborele de intare

    Distantele dintre reazame l1 si l2

    5,24

    22

    11

    Blf

    bl l

    mml 5,1475,242

    5,631015

    2

    5,281

    225,24

    25,24

    2

    252

    bal

    BBl u

    mml 5,1662

    19101525,24

    2

    5,655,24

    2

    5,652

    Determinarea reactiunilor in cele doua plane

    (V) 2

    231

    tVV

    FRR

    NRR VV 05,9582

    916,1131

    (H) (M)1=0 02

    2 222121 w

    arH

    dFlFlR

    2

    2222

    32

    2

    l

    dFlF

    R

    war

    H

    NRH 5,785,1662

    2

    21 7,1685,166 7,168

    3

    (M)3=0 02

    2 222223 w

    arHd

    FlFlR

  • 31

    2

    2222

    32

    2

    l

    dFlF

    R

    war

    H

    NRH 65,1835,1662

    2

    217,1683527,168

    3

    Calculul momentului incovoietor

    (V) MiV1= MiV3=0 MiV2=RV1l2

    MiV2=958,05166,5=159515,3 Nm

    (H) MiH1= MiH3=0 MiH2=RH1l2

    MiH2=958,05166,5=159515,3 Nm

    2

    2221

    ''2

    waHiH

    dFlRM

    NmM iH 1577442

    217,1685,16605,958'' 2

    Calculul momentului incovoietor rezultant

    22

    22 iHiVij MMM

    NmM ij 7,22308315774415774422

    Calculul momentului incovoietor echivalent

    21

    2 )( tije MMM

    NmM e 2,223621)2767056,0(7,22308322

    0

    1

    ai

    ai

    56,0130

    75

  • 32

    Fig. 2. 4. Diagrama de forte si momente pentru arborele de intrare

    Arborele intermediar

    Distantele dintre reazame l1 si l2

    2

    2

    2

    21

    Bbl

    mml 25,342

    202

    2

    5,281

    2

    2

    222

    2

    2 5432

    Baaa

    Bl

    mml 352202

    1401502102202

    Determinarea reactiunilor in cele doua plane

    (V) 2

    2

    64

    t

    VV

    FRR

    NRR VV 9582

    07,191664

    (H) (M)4=0 02

    2 222126 w

    arH

    dFlFlR

    2

    2

    222

    62

    2

    l

    dFlF

    R

    war

    H

    NRH 8,773522

    2

    637,1683527,168

    6

  • 33

    (M)6=0 02

    2 222224 w

    arH

    dFlFlR

    2

    2

    222

    42

    2

    l

    dFlF

    R

    war

    H

    NRH 9,913522

    2

    637,1683527,168

    4

    Calculul momentului incovoietor

    (V) MiV4= MiV6=MiV5=RV6l2

    MiV5=958352=337216 Nm

    (H) MiH4= MiH6=MiH5=RH6l2

    MiH5=77,8352=27385,6 Nm

    2

    2224

    ''

    5w

    aHiH

    dFlRM

    NmM iH 75,270342

    637,1683529,91'' 5

    Calculul momentului incovoietor rezultant

    2

    5

    2

    5 iHiVij MMM

    NmM ij 2,3383266,2738533721622

    Calculul momentului incovoietor echivalent

    22

    2 )( tije MMM

    NmM e 3436207)10730056,0(2,33831622

    0

    1

    ai

    ai

    56,0130

    75

  • 34

    Fig. 2. 5. Diagrama de forte si momente pentru arborele intermediar

    Arborele de iesire

    Distantele dintre reazame l1 si l2

    22

    11

    Blf

    al l [4, pag.23]

    mml 582

    141015

    2

    521

    22

    2

    152

    bal

    Bl u [4, pag.23]

    mml 512

    307215

    2

    142

    Determinarea reactiunilor in cele doua plane

    (V) 2

    397

    rVV

    FRR [4, pag.25]

    NRR VV 2,8822

    4,164497

    (H) (M)9=0 02

    2 332327 w

    arH

    dFlFlR [4, pag.25]

    2

    233

    3

    72

    2

    l

    lFd

    F

    Rr

    wa

    H

    [4, pag.25]

    NRH 2,822512

    514,16442

    5,470

    7

  • 35

    (M)7=0 02

    2 312328 w

    arH

    dFlFlR [4, pag.25]

    2

    233

    3

    72

    2

    l

    lFd

    F

    Rr

    wa

    H

    [4, pag.25]

    NRH 2,822512

    514,16442

    5,470

    7

    2

    3323

    92

    2

    l

    dFlF

    R

    war

    H

    [4, pag.25]

    NRH 2,822512

    2

    5,470514,1644

    9

    Calculul momentului incovoietor

    (V) MiV7= MiV9=0 MiV8=RV7l2 [4, pag.25]

    MiV8=822,251=41932,2 [Nm]

    (H) MiH7= MiH9=0 MiH8=RH7l2 [4, pag.25]

    MiH8= - 822,251= - 41932,2 [Nm]

    2

    3327

    ''8

    waHiH

    dFlRM [4, pag.25]

    [Nm] 2,419322

    5,660512,822'' 8 iHM

    Calculul momentului incovoietor rezultant

    28

    28 iHiVij MMM [4, pag.25]

    [Nm] 1,5930141932,2-2,41932 22 ijM

    Calculul momentului incovoietor echivalent

    23

    2 )( tije MMM [4, pag.26]

    [Nm]12,367406)64748056,0(1,59301 22 eM

  • 36

    0

    1

    ai

    ai

    [4, pag.26]

    56,0130

    75

    Unde: - - coeficient ce ine seama de faptul c solicitarea de ncovoiere se

    desfoar dup un ciclu alternant simetric (R = -1), iar cea de torsiune

    dup un ciclu pulsator (R=0).

    [4, pag.27]

    - ai(1) i ai(0) - caracteristice materialului arborelui [4,

    pag.21, tab.4.2 ]

    Fig. 2. 6. Diagrama de forte si momente pentru arborele de iesire.

    2.5.2. Verificarea la oboseala a arborilor

    Arborele de intrare

    Solicitarea de incovoiere

    MPadM

    WM tnec

    i3

    11 32max

    [4, pag.30]

    57,635050.432

    3max

    Solicitarea de torsiune

    MPadM

    WM t

    p

    t3

    11 16max

    [4, pag.26]

  • 37

    28,335

    43050163max

    Coeficientul de siguranta

    c

    mvc

    1

    1 [4, pag.25]

    8,23

    800

    54,6

    350

    54,6

    9,072,0

    2,2

    1

    c

    Unde: - - coeficient efectiv de concentrare a tensiunilor,

    =2,2[4, pag. 30, fig.4.7]

    - - coeficient de calitate al suprafeei, =0,9 [4, pag. 30, fig.4.8]

    - - factor dimensional, =0,72 [4, pag. 30, fig.4.9]

    - v - amplitudinea ciclului de solicitare la ncovoiere n seciunea

    respectiv, v=6,54

    - 1 - rezistena la oboseal a materialului arborelui,

    1=350 [4, pag. 30, fig.4.10]

    - m - tensiunea medie la solicitarea de ncovoiere a seciunii respective

    MPac

    c

    mv

    1

    1 [4, pag.26]

    36,32

    450

    045,3

    350

    045,3

    9,072,0

    8,1

    1

    c

    Unde: - - coeficient efectiv de concentrare a tensiunilor,

    =1,8 [4, pag. 30, fig.4.7]

    - - coeficient de calitate al suprafeei, =0,9 [4, pag. 30, fig.4.8]

    - - factor dimensional, =0,72 [4, pag. 30, fig.4.9]

    - v - amplitudinea ciclului de solicitare la ncovoiere n seciunea

    respectiv, v=3,045

    - 1 - rezistena la oboseal a materialului arborelui,

    1=350 [4, pag. 30, fig.4.10]

    -m - tensiunea medie la solicitarea de ncovoiere a seciunii respective,

    m=450 [4, pag. 30, fig.4.10]

  • 38

    22

    cc

    ccc

    [4, pag.25]

    7,19236,3228,23

    36,328,23

    c > ca=1,51,8

    Arborele intermediar

    Solicitarea de incovoiere

    MPadM

    WM t

    nec

    i3

    25 32max

    [4, pag.26]

    5,2535

    166980323max

    Solicitarea de torsiune

    MPadM

    WM t

    p

    t3

    22 16max

    [4, pag.26]

    75,1235

    166980163max

    Coeficientul de siguranta

    MPac

    c

    mv

    1

    1 [4, pag.26]

    5,12

    800

    35,7

    350

    35,7

    9,072,0

    2,2

    1

    c

    MPac

    c

    mv

    1

    1 [4, pag.26]

    73,21

    800

    26,4

    350

    26,4

    9,072,0

    8,1

    1

    c

    22

    cc

    ccc

    [4, pag.25]

    83,10273,2125,12

    73,215,12

    c > ca=1,51,8

  • 39

    Arborele de iesire

    Solicitarea de incovoiere

    MPadM

    WM t

    nec

    i3

    38 32max

    [4, pag.26]

    27,2155

    1016890323max

    Solicitarea de torsiune

    MPadM

    WM t

    p

    t3

    39 16max

    [4, pag.26]

    82,1955

    1016890163max

    Coeficientul de siguranta

    MPac

    c

    mv

    1

    1 [4, pag.26]

    25,6

    800

    4,11

    350

    4,11

    9,072,0

    2,2

    1

    c

    MPac

    c

    mv

    1

    1 [4, pag.26]

    33,8

    800

    43,15

    350

    43,15

    9,072,0

    8,1

    1

    c

    22

    cc

    ccc

    [4, pag.25]

    83,10273,2125,12

    73,215,12

    c > ca=1,51,8

    2.6. CALCULUL RANDAMENTULUI REDUCTORULUI

  • 40

    Datorit frecrilor din angrenare, a frecrilor din rulmeni i a celor care

    apar la antrenarea uleiului din baie, puterea la ieirea din reductor, P3, este

    mai mic dect cea de la intrare, P1, diferena reprezentnd-o puterea pierdut

    Pp:

    Pp =P1 P3 [7, pag.64]

    Pp=6,24 - 5,75=0,49 [kW]

    903,099,099,097,096,0 2

    23412

    reductor

    ungererulmentreductor

    Temperature uleiului din baie

    reductorc

    reductor

    S

    Ptt

    130 [3, pag.287]

    3,18

    903,0210

    903,0175,518

    t ta=6070 [ Celsius]

    Unde: - Sc suprafata reductorului racita cu aer, Sc=2 [m2].

    - t0 temperatura aerului ambiant, t0=18 []

    Reductorul functioneaza normal fara a exista riscul de incalzire a acestuia.

    2.7. ALEGEREA LUBRIFIANTULUI

    Se va utiliza un Ulei TIN 125 EP STAS 562-80.

    2.8. ALEGEREA RULMENTILOR

    Pentru arborele de intrare se va utiliza Rulment radial axial cu role

    conice 33207 STAS 6846-86.

    Pentru arborele intermediar se va utiliza Rulment radial axial cu role

    conice 33207 STAS 6846-86.

    Pentru arborele de iesire se va utiliza Rulment radial axial cu role

    conice 33210 STAS 6846-86.

  • 41

    2.9. ALEGEREA PENELOR

    Canal de pana pentru pinionul cilindric -pana tip A: b=10mm ;

    h=8mm; l=30mm;

    Pana A 10x8x30 STAS 1004/81

    Canal de pana pentru roata conica condusa- pana tip A: b=10mm;

    h=8mm; l=30mm;

    Pana A 10x8x30 STAS 1004/81

    Canal de pana pentru roata cilindrica condusa-pana tip A: b=14 mm;

    h=9mm; l=40mm;

    Pana A 14x9x40 STAS 1004/81

    III. PROIECTAREA TRANSMISIEI CU CURELE

    TRAPEIZODALE

  • 42

    Alegerea tipului curelei se face pe baza nomogramei din figura 3.1

    pentru curele trapezoidale nguste, n funcie de puterea la arborele motor PME

    i de turaia roii conductoare n1 = nME.

    Se prefer utilizarea curelelor trapezoidale nguste care conduc la un

    gabarit mai mic al transmisiei dect curele clasice.

    Fig. 3. Nomograma pentru alegerea curelelor trapezoidale nguste.

    Se prefer utilizarea curelelor trapezoidale nguste care conduc la un

    gabarit mai mic al transmisiei dect curele clasice.

    Se alege o curea trapezoidal Tip SPZ Dp1=63...180.

    Fig. 3.2. Forele din curelele trapezoidale nguste.

  • 43

    Pentru profilele de curele situate pe nomograme n apropierea frontierelor

    dintre domenii se recomand alegerea tipului de curea de sub linia oblic.

    n tabelul 3.1 sunt indicate elementele geometrice ale seciunii curelelor

    i lungimile lor primitive.

    Alegerea diametrului primitiv al roii mici Dp1 se face funcie de tipul

    curelei respectndu-se indicaiile din STAS 1162-67.

    Se alege Dp1=71 [mm].

    Diametrul primitiv al roii mari

    12 pcp DiD

    mmDp 2,92713,12

    Unde: ic raportul de transmisiei prin curele, ic=1,3

    Dac nu exist restricii, se rotunjete la valoarea cea mai apropiat

    STAS 1162 67.

    Dac se folosete rol de ntindere diametrul acesteia se va lua:

    12 5,1...1 pp DD

    Se alege din STAS Dp2=125 [mm].

    Alegerea preliminar a distanei dintre axe A

    0,72(Dp1 + Dp2) A 2(Dp1 + Dp2)

    0,72(71 + 125) A 2(71 + 125)

    141,12 A 267

    Se alege distana preliminara dintre axe A250 [mm].

    Unghiul dintre ramurile curelei

    A

    DD pp

    2arcsin2

    12

  • 44

    4,12

    2502

    71125arcsin2

    Se alege unghiul dintre ramurile curelei =13.

    Unghiul de nfurare pe roata mic de curea

    pentru roata mic:

    1 = 180

    1 = 180 13=167

    pentru roata mic:

    2 = 180 +

    2 = 180 +13=193

    Lungimea primitiva a curelei

    A

    DDDDADDAL

    pppp

    ppp42

    23602

    sin2

    21221

    2211

    mmLp 60,370125193711673602

    13sin2502

    Lungimea primitiv a curelei se rotunjete la valoarea standardizat cea

    mai apropiat.

    Se adopt Lp=400 [mm].

    Viteza periferica a curelei

    60000

    11 nDv

    p

    smv /40,1060000

    180071

    Se recomand ca viteza periferic a curelei s nu depeasc 30 m/s la

    curelele trapezoidale clasice i 40 m/s la curelele nguste.

  • 45

    Numarul preliminar de curele

    oL

    MEf

    Pcc

    Pcz

    0

    5,507,3961,08,0

    910

    z

    Unde: cL - coeficient de lungime care se alege din tabel n funcie de lungimea

    primitiv a curelei Lp.

    cf - coeficient de funcionare care se alege funcie de natura mainii

    motoare i a celei de lucru. Vom considera, ca i n cazul coeficientului cs, o

    valoare c f =1.

    c - coeficient de nfurare dat de relaia:

    c=10,003(1801)=1-0,003(180-167)=0,961

    P0 - puterea nominal transmis de o curea se alege din STAS 1163-71.

    Pentru valori intermediare ale parametrilor n1, Dp1 i i se va folosi

    interpolarea liniar.

    Numrul final de curele

    zc

    zz 0

    95,49,0

    5,5z

    Unde: cz este coeficientul numrului de curele dat n tabelul 3.1

    Rezult z=5 curele.

    Tabel 3.1

    Coeficientul numrului de curele cz

    Numrul de curele z0 cz

    23 0,95

    4.6 0,90

    peste 6 0,85

  • 46

    Numrul rezultat z se rotunjete la valoare ntreag. Se recomand ca z 8.

    Frecvena ndoirii curelelor

    pL

    vxf 310

    Hzf 26400

    4,101103

    Unde: x numrul roilor de curea ale transmisiei, x=1

    v viteza periferic a curelei, n m/s.

    Lp - lungimea primitiv a curelei (valoarea standardizat aleas), n mm.

    Se recomand ca frecvena ndoirilor s nu depesc 40 Hz la curele cu

    inserie reea, respectiv 80 Hz la curele cu inserie nur.

    Fora periferic transmis:

    v

    PF ME 310

    NF 12504,10

    9103

    Fora de ntindere iniial a curelei (F0) i cea de apsare pe arbori (Fa)

    sunt egale cu:

    F0 = Fa = (1,5.....2)F

    F0 = Fa = 1,751250=2187,5 [N]

    Roile pentru curele trapezoidale sunt standardizate n STAS 116284

    care stabilete forma, dimensiunile i metodele de verfificare geometric ale

    canalelor roilor. Figura 3.3. prezint forma i principalele dimensiuni ale

    canalelor roilor pentru curele trapezoidale, iar tabelul 3.2, d elementele

    geometrice ale acestor canale.

  • 47

    Fig. 3.3. Forele din curelele trapezoidale nguste.

    Tabel 3.2

    Limea roii de curea:

    B = (z 1)e + 2f

    B = (51)12 + 27=62 [mm]

    IV. ALTE ELEMENTE CONSTRUCTIVE ALE

    REDUCTORULUI

    4.1. Flanse pentru fixare

  • 48

    Asamblarea celor doua carcase , superioara si inferioara, se realizeaza

    prin intermediul flanselor si suruburilor(fig. 2.6.). Latimea flansei k, se

    determina in asa f fel incat piulita de strangere sa poata fi rotita cu cheia

    fixa, cu un unghi mai mare de 60.

    k=2,7d [1, pag121]

    k=2,716=43,2

    Se va utiliza flanse cu latimea de 43,2 [mm] si cu grosimea de 13 [mm]

    (pentru capacul superior), respectiv 16 mm (pentru capacul inferior).

    Fig. 2.6. Cuplaje cu flanse.

    4.2. Suruburi cu cap hexagonal

    Asamblarea celor doua carcase , superioara si inferioara, se realizeaza

    prin intermediul flanselor si suruburilor.

    Se va utiliza Surub cu cap hexagonal B M16x120 STAS 5259.

    4.3. Stifturi

  • 49

    Pozitia carcsei superioare trebuie sa fie fixata in raport cu carcasa

    inferioara prin intermediul a doua stifturi cilindrice, care se aseaza la distanta

    mare intre ele (pe diagonala suprafetei de contact ).

    Diametrul stifturilor se alege dupa formula:

    ds=0,8d [1, pag121]

    ds=0,7516=12 [mm]

    Se va utiliza Stift cilindric A 12x30 STAS 1599-80 OLC 45.

    4.4. Piulite

    Pentru a se realiza asamblarea filetata se vor utilize piulite hexagonale.

    Se va utiliza Piuli B-M16 STAS 922-75 grupa 5.

    4.5. aibe

    Pentru asigurarea asamblarilor filetate se vor utiliza saibe Grower.

    Se va utiliza Saiba Grower N18 STAS 7666/2-80.

    4.6. Dop de golire

    Uleiul din carcasa reductorului, utilizat pentru ungere, este necesar sa

    fie schimbat dupa un anumit timp de functionare (dupa rodaj, dupa un

    anumit timp de exploatare prevazut etc.) in care scop reductorul este prevazut

    in partea inferioara cu un dop de golire a uleiului(fig. 2.7).

    Se va utiliza un Dop de golire filetat 14 x 1,5 STAS 5304 80 grupa 4.8.

  • 50

    Fig. 2.7. Dop de golire.

    4.7. Dop de aerisire

    Pentru a se evita aparitia unor suprapresiuni in carcasa reductorulul, in

    partea de sus a carcasei se monteaza un aerisitor(fig. 2.8.), avand rolul de

    egalizare a presiunii din reductor cu presiunea atmosferica.

    Se va utiliza un Dop de aerisire M30x2 STAS 5606 grupa 4.8.

    Fig. 2.8. Dop de aerisire.

    4.8. Indicator de nivel al uleiului

    Nivelulul uleiului din reductor trebuie sa se afle intre doua limite,

    maxima si minima, stabilite de proiectant si marcat pe un indicator fixat in

    reductor.

    Se va utiliza o Joj.

    4.9. Inele de ridicare

    Pentru o manipulare usoara (mecanizat) a reductoarelor se introduc in

    carcasa inele de ridicare(fig. 2.9.) si se prevad umeri, cu ajutorul carora

    reductorul poate fi ridicat si transportat.

    Se va utiliza un Inel urub M56 STAS 3186-77.

  • 51

    Fig. 2.9. Inel de ridicare.

    4.10. Etansari

    Pentru a se realiza etansarea contactului dintre pisele fixe, aflate in

    miscare relativa sau in miscare de rotatie, se uilizeaza diferite tipuri de

    etansari.

    Se va utiliza Inel elastic de tip O STAS 7320/2 -80.

    Se va utiliza Manseta 355071-1 P STAS 7950/2-87.(fig. 2.10)

    Fig. 2.10. Manseta.

    4.11. Carcasa

    Carcasa reductorului fixeaz poziia relativ a arborilor i implicit a

    roilor dinate. Ca urmare, pentru asigurarea unei angrenri ct mai corecte,

    este necesar o bun rigiditate a carcasei. Pentru realizarea unui montaj

    lesnicios al arborilor, roilor dinate i rulmenilor carcasa este realizat din

    dou buci: carcasa inferioar i cea superioar.

  • 52

    Uzual carcasele reductoarelor se execut prin turnare din font (Fc 150,

    Fc 250 STAS

    568-82) i mai rar din oel (OT 45, OT 55 STAS 600-82). n cazul produciei de

    unicate sau de

    serie mic se poate realiza o construcie sudat a carcasei, folosind tabl de

    oel (OL37, OL42 sau OL44 STAS 500/2-80).

    Carcasa reductorului din tema de proiect se va realiza din fonta Fc 250

    STAS

    568-82 turnata.

    BIBLIOGRAFIE

    1. Antal, A. & colectiv "Reductoare", Institutul politehnic Cluj-Napoca, 1994.

    2. Crudu, I. "Atlas de reductoare cu roi dinate. " Bucureti, Editura

    Didactic i Pedagogic, 1981

  • 53

    3. Radulescu, Gh. " ndrumator de proiectare n construcia de maini " vol.3,

    Bucuresti, Editura Tehnic, 1986.

    4. Stoica, G. "Indrumar de proiectare- Transmisii mecanice cu reductoare ntr-

    o treapt", Editura Politehnica Bucuresti, 2005

    CUPRINS TEMA PROIECTULUI ........................................................................................................... 2

    I. MEMORIU TEHNIC ............................................................................................. 3

    1.1. DEFINIIE .................................................................................................................. 3

    1.2. TIPURI DE REDUCTOARE ....................................................................................... 5

  • 54

    1.3. VARIANTE CONSTRUCTIVE DE REDUCTOARE ................................................ 11

    1.4. CONICO-CILINDRICE ............................................................................................. 11

    II. MEMORIU DE CALCUL ................................................................................... 13

    1.5. SCHEMA CINEMATICA A REDUCTORULUI ....................................................... 13

    2.1.1. Stabilirea rapoartelor de transmitere ............................................. 13

    2.1.2. Determinarea puterilor si momentelor pe arbori ......................... 14

    2.1. DIMENSIONAREA ANGRENAJULUI CONIC ....................................................... 15

    2.1.1. Diametrul de divizare al pinionului conic ..................................... 15

    2.1.2. Calculul geometric al angrenajului conic cu dinti drepti .......... 16

    2.2. CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC ........................................................... 20

    2.2.2. Calculul dinstantei axiale minime ................................................... 21

    2.2.3. Calculul geometric al angrenajului cilindric exterior cu dinti

    drepti 23

    2.3. FORELE DIN ANGRENAJUL CONIC ................................................................... 26

    2.4. FORELE DIN ANGRENAJUL CILINDRIC ........................................................... 28

    2.5. CALCULUL SI DIMENSIONAREA ARBORILOR .................................................. 28

    2.5.1. Verificarea si determinarea reactiunilor din arbori .................... 30

    2.5.2. Verificarea la oboseala a arborilor ................................................... 36

    2.6. CALCULUL RANDAMENTULUI REDUCTORULUI ............................................. 39

    2.7. ALEGEREA LUBRIFIANTULUI ............................................................................. 40

    2.8. ALEGEREA RULMENTILOR .................................................................................. 40

    2.9. ALEGEREA PENELOR ............................................................................................ 41

    III. PROIECTAREA TRANSMISIEI CU CURELE TRAPEIZODALE ............... 41

    IV. ALTE ELEMENTE CONSTRUCTIVE ALE REDUCTORULUI ................. 47

    4.1. Flanse pentru fixare ...................................................................................... 47

    4.2. Suruburi cu cap hexagonal ........................................................................ 48

    4.3. Stifturi .............................................................................................................. 48

    4.4. Piulite ................................................................................................................ 49

    4.5. aibe .................................................................................................................. 49

    4.6. Dop de golire ................................................................................................... 49

    4.7. Dop de aerisire ............................................................................................... 50

  • 55

    4.8. Indicator de nivel al uleiului ....................................................................... 50

    4.9. Inele de ridicare.............................................................................................. 50

    4.10. Etansari ............................................................................................................ 51

    4.11. Carcasa ............................................................................................................ 51

    BIBLIOGRAFIE .................................................................................................................... 52