proiect reductor melcat
DESCRIPTION
organe de masiniTRANSCRIPT
Proiect
Reductor melcat cu o treapta Pm=1.2kW
nm=2400 rot/min
itot=34
Student:
Grupa:
Sectie:
2013-2014
Universitatea Tehnică Cluj-Napoca
Catedra : Organe de maşini şi tribologie
Disciplina : ORGANE DE MAŞINI
TEMA DE PROIECT
Să se proiecteze o transmisie mecanică formată dintr-un reductor cu roţi dinţate, o transmisie
prin curele trapezoidale şi un cuplaj pentru următoarele date :
- Puterea motorului electric de antrenare : Pm = 1.2 Kw
- Turaţia motorului electric de antrenare : nm = 2400 rot/min
- Raportul total de transmitere al întregii transmisii mecanice itot = 34
- Prima treaptă de reducere, de la motorul electric la reductor, este constituită dintr-o
transmisie prin curele trapezoidale.
- A doua treaptă de reducere este constituită dintr-un reductor având un angrenaj
MELCAT
- Cuplajul este montat pe arborele de ieşire din reductor.
Proiectul va conţine :
- Memoriul tehnic
- Memoriul justificativ de calcul
- Desenul de ansamblu al transmisiei (3 vederi, scara 1:1)
- Desesne de execuţie pentru :
arborele de intrare în reductor;
- Bibliografie
3
Cuprins:
1.MEMORIU TEHNIC .............................................................................................................................................. 4
1.1 1.1 DESCRIEREA CONSTRUCŢIEI ŞI ROLUL FUNCŢIONAL AL REDUCTORULUI. ................................................... 4 1.2 1.2 ANGRENAJELE ........................................................................................................................................... 5 1.3 1.3 MATERIALE ............................................................................................................................................... 7 1.4 1.4 ETANSARI .................................................................................................................................................. 8 1.5 1.5 FIXAREA ROTILOR DINTATE PE ARBORE ..................................................................................................... 8 1.6 1.6 UNGEREA ANGRENAJULUI SI RULMENTILOR .............................................................................................. 9 1.7 1.7 ELEMENTE AUXILIARE ............................................................................................................................... 9 1.8 1.8 INTRETINEREA DISPOZITIVULUI ................................................................................................................. 9 1.9 1.9 NORME DE PROTECTIE A MUNCII .............................................................................................................. 10 1.10 1.10 RODAJUL ........................................................................................................................................... 10 1.11 1.11 REDUCTOARE MELCATE .................................................................................................................... 11 1.12 1.12 ALEGEREA VARIANTEI ONSTRUCTIVE ............................................................................................... 13
2.MEMORIU JUSTIFICATIV DE CALCUL ........................................................................................................ 15
2.1 ÎMPĂRŢIREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE TOTAL ...................................................................................... 15 2.2 CALCULUL TURAŢIILOR ................................................................................................................................. 15 2.3 CALCULUL PUTERILOR .................................................................................................................................. 16 2.4 CALCULUL MOMENTELOR DE TORSIUNE ........................................................................................................ 16 2.5 CALCULUL TREPTEI, PREDIMENSIONAREA ANGRENAJULUI ............................................................................ 16 2.6 CALCULUL DE DIMENSIONARE SI VERIFICARE, CALCULUL MODULULUI, AL DISTANŢEI AXIALE ŞI AL ALTOR
ELEMENTE GEOMETRICE .......................................................................................................................................... 17 2.7 CALCULUL ELEMENTELOR DE CONTROL. ABATERI SI TOLERANTE TEHNOLOGICE ......................................... 20 2.8 CALCULUL DE VERIFICARE A UNGERI ............................................................................................................ 21 2.9 PROIECTAREA SI VERIFICAREA ARBORILOR ................................................................................................... 21 2.9.1 PROIECTAREA ARBORELUI DE INTRARE .......................................................................................................... 21
2.9.2 Proiectarea arborelui de ieşire ................................................................................................................ 22 2.9.3 PROIECTAREA TRANSMISIEI PRIN CURELE TRAPEZOIDALE .............................................................................. 23
2.9.4 Verificarea arborelui la solicitari compuse .............................................................................................. 26 2.9.5 Verificarea arborelui de intrare la solicitări variabile ........................................................................... 28 2.9.6 Calculul şi verificarea rulmenţilor ...................................................................................................... 29
3. CALCULUL ELEMENTELOR REDUCTORULUI ........................................................................................ 31
3.1 CARCASA REDUCTORULUI ................................................................................................................................. 31 3.2 CAPACELE RULMENȚILOR ................................................................................................................................. 31 3.3 ALEGEREA DOPULUI DE GOLIRE ........................................................................................................................ 32 3.4 ALEGEREA AERISITORULUI ................................................................................................................................ 32 3.6 CALCULUL TEMPERATURII MEDII DE FUNCTIONARE A REDUCTORULUI .............................................................. 33 3.7 ALEGEREA SI VERIFICAREA ASAMBLARILOR PRIN PENE PARALELE.................................................................... 34
4.BIBLIOGRAFIE .................................................................................................................................................... 35
4
1.MEMORIU TEHNIC
1.1 Descrierea construcţiei şi rolul funcţional al reductorului.
Transmisiile mecanice dintre motor şi maşina de lucru, măresc sau micşorează
viteza, respectiv momentul transmis, modifică sensul sau caracterul maşinii, protejează organele
maşinii motoare contra sarcinilor. Reductoarele pot fi cu una, două sau mai multe trepte de
reducere, constructive, fie ca subansamble izolate, fie ca făcând parte din ansamblul unei
maşini.
În funcţie de poziţiile relative ale arborelui motor şi condus, reductoarele, sunt de mai multe
feluri:
cu roţi dinţate cilindrice;
cu roţi dinţate conice sau pseudoconice;
cu combinaţii de roţi dinţate conice sau angrenaje melcate cu roţi dinţate cilindrice.
Reductoarele cu roţi dinţate au o largă utilizare datorită avantajelor pe care le prezintă:
raportul de transmitere constant;
gabarit redus;
randament ridicat;
posibilitatea de realizare a unor transmisii de la câţiva newtoni la încărcări foarte mari;
întreţinere simplă şi ieftină.
Reductoarele de uz general au un singur lanţ cinematic deci un raport de transmisie mic şi o
carcasă independentă şi închisă. Elementele principale ale unui reductor, indiferent de tip sunt
următoarele: carcasa (corp + capac); angrenajele, arborii, lagărele şi elemente auxiliare.
Carcasele se execută în general din fontă prin turnare. Este prevăzută cu nervuri care au
5
următoarele scopuri: măresc rigiditatea ansamblului, reduc zgomotul şi vibraţiile, măresc
suprafaţa efectivă de răcire a reductorului.
Din punct de vedere constructiv reductorul conico-cilindric are următoarele elemente
principale:
Carcasa trebuie să asigure poziţia relativă corectă a arborilor (prin intermediul lagărelor) şi
roţilor dinţate servind ca şi baie de ulei. Carcasa se compune din două părţi: corp şi capac
protejând angrenajului faţă de mediul exterior.
Carcasele reductoarelor trebuie să îndeplinească următoarele funcţiuni :
să asigure preluarea sarcinilor ce apar în timpul funcţionării;
să asigure închiderea liniilor de forţă prin fundaţie;
să protejeze angrenajele contra unor factori externi;
Ţinând seama de cerinţele arătate mai sus, prin forma lor constructivă, carcasele reductoarelor
trebuie să satisfacă condiţii ca:
rezistenţă şi stebilitate corespunzătoare;
posibilitatea de prelucrare şi asamblare simplă;
ungerea bună a angrenajelor şi rulmenţiilor;
răcire corespunzătoare;
etc.
Carcasa se sprijină pe picioare numite şi tălpi prevăzute cu găuri pentru fixare în fundaţie.
Carcasa se asamblează prin şuruburi şi se centrează cu ajutorul unor ştifturi cilindrice sau
conice.
Formele constructive ale carcaselor de reductoare au evoluat destul de mult în timp, dar
întotdeauna proiectanţii au ţinut seama de factorii tehnologici şi funcţionali.
1.2 Angrenajele
constituie partea funcţională principală a unui reductor.
6
Angrenajul conic.
Transmiterea mişcărilor şi a sarcinii între doua axe concurente care se intersectează sub un
anumit unghi oarecare se poate realiza cu ajutorul rotiilor dinţate conice cu dinţi drepţi sau
înclinaţi.
Angrenajul cilindric.
Angrenajele cilindrice cu dinţi înclinaţi sunt angrenaje cu axe paralele.În comparaţie cu
angrenajele cilindrice cu dinţi drepţi, preintă urmatoerele avantaje:
gradul de acoperire este mai mare şi ca urmare capacitatea portantă este mai mare;
produc un zgomot mai redus.
Reductoarele de turatie cu roti dintate sunt mecanisme care servesc la transmiterea
miscarii de la sursa de putere (motor electric, turbina cu abur, etc.) catre masina antrenata.
O prima clasificare a reductoarelor cu roti dintate se poate face in functie de destinatie:
micsorarea turatiei arborilor insotita de cresterea momentului transmis
modificarea sensului miscarii
schimbarea planului de miscare
Alta clasificare a reductoarelor de turatie des intalnita in literatura de specialitate este facuta
in dupa felul angrenajelor:
cilindrice (cu dinti drepti sau inclinati);
conice;
elicoidale;
melcate;
Examinand pozitia arborilor reductoarele de turatie se poate face urmatoarea impartire data
de planul in care acestea sunt continute:
orizontale;
verticale;
inclinate;
7
In sfarsit, dupa numarul de trepte, reductoarele pot fi :
cu o treapta;
cu doua trepte;
cu mai multe trepte;
Reductoarele cu roti dintate au o larga utilizare in industrie datorita avantajelor pe care le
prezinta: raport rigid de transmitere, posibilitatea de realizare a unor transmisii cu incarcari
foarte mici pana la puteri de ordinul Mwatt-ilor, gabarit redus, randament ridicat, intretinere
simpla si ieftina.
Ca dezavantaje, literatura de specialitate mentioneaza: costurile de fabricatie relativ
ridicate, necesitatea executiei si montajului de precizie, zgomot si vibratii in functionare.
Reductoarele cu angrenaje cilindrice sunt cele mai raspandite datorita gamei largi de
puteri si rapoarte de transmitere ce se pot realiza cu ajutorul lor.
Reductoarele cu roti dintate cilindrice cu dinti inclinati cu o singura treapta sunt folosite
pentru puteri de pana la 500 kW atunci cand ungerea se face prin barbotare si de 1MW cand
ungerea este fortata. Rapoartele de transmitere uzuale sunt cuprinse intre 1,2 si 6,3 (max.8).
Randamentele pot ajunge pana la 98%.
Dantura inclinata, prin cresterea gradului de acoperire al angrenajului, confera un plus de
purere si imbunatatirea conditiilor de functionare atunci cand dificultatile tehnologice pe care le
implica executia acestei danturi sunt trecute cu succes.
1.3 Materiale
Organele de masini componente ale reductoarelor de turatie se pot executa dintr-o gama
foarte larga de materiale.
Pentru rotile dintate se folosesc in primul rand otelurile de imbunatatire, dar si otelurile
de cementare: oteluri carbon de calitate – STAS 880-80, oteluri aliate – STAS 791-80. In cazuri
solicitarilor mici se pot utiliza otelurile carbon obisnuite – STAS 500/2 – 80.
8
Duritatea flancurilor pinioanelor trebuie sa fie mai mare decat duritatea flancurilor rotilor
conduse pentru a preveni pericolul griparii suprafetelor flancurilor active ale angrenajului si
pentru a asigura pinionului o durata de functionare apropiata de cea a rotii cu care angreneaza.
Arborii se realizeaza in general din oteluri carbon obisnuite: OL 50, OL 60, OL 70
(STAS 500/2 – 80). Pentru arborii cu o capacitate portanta mare pot fi folosite oteluri carbon de
calitate OLC 35, OLC 45, OLC 60 (STAS 880 – 80).
1.4 Etansari
Atunci cand la realizarea etansarilor fixe dimensiunea elementului de etansare trebuie sa
fie controlata sau in cazul in care frecventa montarilor si demontarilor este mare, se utilizeaza
garniturile metalice. Este cazul garniturilor de etansare de sub capacele rulmentilor, care
contribuie si la realizarea jocului in rulmenti.
In celelate cazuri etansarile fixe pot fi realizate cu ajutorul inelelor O sau a garniturilor
din marsit, clingherit,cauciuc sau carton.
In functie de conditiile de lucru si viteza elementului mobil, etansarile mobile pot fi
rezolvate cu ajutorul inelelor de pasla, inelelor O sau mansetelor de rotatie.
1.5 Fixarea rotilor dintate pe arbore
Solutia clasica pentru fixarea pieselor danturate pe arbori este utilizarea unui ajustaj
intermediar intre roata si arbore, fixarea axiala intre un umar al arborelui si o piulita cu saiba de
siguranta sau o bucsa, transmiterea momentului de torsiune realizandu-se prin intermdiul unei
pene.
Date fiind cresterea acuratetii in proiectare cat si a progresului tehnologic, fiabilitatea
organelor de masini componente a reductoarelor s-a imbunatatit simtitor. Pe o scara din ce in ce
mai larga se practica fixarea prin fretaj a rotilor dintate pe arbori, imbinarea preluand
transmiterea momentului de torsiune cat si fixarea axiala.
9
1.6 Ungerea angrenajului si rulmentilor
Se realizeaza de obicei cu uleiuri si numai la viteze foarte mici cu unsori. Metoda de
ungere se alege in functie de viteza periferica a rotilor dintate, pana la 12-15 m/s utilizandu-se
ungerea prin barbotare, iar peste aceste valori, ungerea prin stropire cu ajutorul unui circuit de
ungere cu pompa de ulei.
La ungerea prin barbotare, capacitatea baii de ulei este de 0,35-0,7 l pentru 1kW transmis
si ,in general, roata mare trebuie sa patrunda in baia de ulei minim 1 modul si maxim 6 moduli.
La viteze mici, roata mare se poate scufunda pana la 1/3 din diametrul ei. Este asigurata astfel
imprastierea uleiului in tot interiorul carcasei, “ceata” de ulei astfel creata asigurand ungerea
angrenajului si rulmentilor, dar si preluarea cantitatii de caldura provenita din pierderile prin
frecare.
1.7 Elemente auxiliare
Pentru o buna functionare si usoara intretinere a reductoarelor trebuie asigurate
posibilitatea umplerii si golirii cu ulei, verificarea nivelului acestuia, examinarea periodica a
danturii, egalizarea presiunii din reductor cu cea atmosferica, ridicarea, manipularea si
transportul., precum si identificarea reductorului.
1.8 Intretinerea dispozitivului
Exploatarea şi întreţinerea acestui dispozitiv impune o serie de măsuri care trebuie să le
luăm pentru a evita deteriorarea elementelor componente.
Înainte de montarea pieselor vor fi curăţate, spălate şi suflate cu aer comprimat. La
montare se vor respecta limitele toleranţelor prescrise, toate cotele indicate în documentaţia de
execuţie. Suprafeţele neprelucrate mecanic ale pieselor turnate care se găsesc în interiorul
carcasei trebuie să fie curăţate.
10
Toate suprafeţele exterioare cu excepţia suprafeţei de aşezare vor fi acoperite cu vopsea.
În timpul operaţiei de transport se vor lua măsurile necesare în vederea evitării loviturilor sau a
răsturnării reductorului.
Accesoriile care în timpul transportului sunt expuse deteriorării, se demontează şi se
aşează separat într-o ladă. Suprafeţele prelucrate mecanic se protejează contra coroziunii prin
acoperirea cu vaselină conform STAS 9116-60. Pachetele de arbore se pun în hârtie parafinată şi
se vor proteja împotriva deteriorării prin lovire, iar penele împotriva smulgerii.
1.9 Norme de protectie a muncii
Pentru siguranţa desfăşurării procesului de lucru cu acest dispozitiv trebuie să se respecte
urătoarele reguli de protectie a muncii :
trebuie respectate regulile de protecţie a muncii din atelierul de producţie;
la apariţia unei defecţiuni se va retrage dispozitivul din lucru şi se va înlocui piesa defectă;
trebuie respectate întocmai regulile de întreţinere a dispozitivului;
este de preferat ca muchile şi colţurile să fie teşite pentru a diminua riscul unor
accidente;
este preferat ca elementele mecanisului să se vopsească pentru a nu ruginii.
1.10 Rodajul
Rodajul joaca un rol foarte important in durata de exploatare si in buna functionare a oricarui
angrenaj, de unde si importanta care i se acorda. Rodajul se poate face pe diferite standuri ce se
pot grupa in doua categorii:
cu circuit inchis;
cu circuit deschis;
Cele cu circuit deschis sunt de preferat avind un consum mic de energie.
Se recomanda urmatoarea schema de rodaj:
11
Fig.1.1 Schema de rodaj
In prima treapta se rodeaza angrenajul in gol cu o turatie de (0.3...0.4) n (n fiind turatia de
regim) timp de o jumatate de ora pina la o ora (t1 in ambele sensuri t1=30..60 min)
Se verifica in aceasta perioada daca functionarea cinematica este corecta,daca nu se
produc incalziri exagerate ale lagarelor,daca ungerea si etansarea se realizeaza corect.
In partea a doua se incearca ungerea in trepte pina la maximum de regim (M momentul
de torsiune) al angrenajului.
Durata de incarcare a fiecarei trepte va fi de cel putin o jumatate de ora (t2) iar numarul
acestora va fi de 3..5 trepte de incarcare egale.Turatia de lucru se ia 0.5 din n
Trecerea de la o treapta la cealalta se face lin si fara socuri.
La trecerea de la o etapa de incarcare la incarcarea nominala M se va mari turatia pina la
valoarea turatiei de regim n si se va efectua rodajul timp de cel putin o ora.
Rodajul are loc in ambele sensuri daca angrenajul lucreaza in timpul exploatarii in
ambele sensuri.
1.11 Reductoare melcate
Angrenajul melcat s-a obţinut din angrenajul elicoidal urmărindu-se eliminarea
dezavantajului de contact punctiform care combinat cu viteza mare de alunecare favorizează
tendinţa de gripare. Unghiul de încrucişare al axelor se ia de 90 de grade si pentru obţinere unui
0.5 n 0
n 1
0.3 n 00.5 n 0
n 0
t 1 t 2 t 3 t 4 t 5
Mo me n t u l d e t o r s iu n ea l a r b o r e l u i d e ie s ir e
t [ s e c ]
t u r a t ia ( r o t / min 0)
12
raport de transmitere mare numărul de dinţi al rotii motoare este cuprins în intervalul (1...4), iar
cel al rotii conduse este mai mare sau egal cu 28. Roata cu numărul mic de dinţi se numeşte
melc, iar roata cu numărul mare de dinţi se numeşte roată melcată. Pentru eliminarea contactului
punctiform roata melcată cuprinde melcul, si astfel între flancurile dinţilor apare contact liniar,
datorită căruia capacitatea portantă creste, condiţiile de ungere si frecare a peliculei de lubrifiant
sunt mai favorabile si pierderile prin frecare se reduc.
Angrenajele melcate pot fi:
- cu melc cilindric si roată globoidală;
- cu melc globoidal si roată cilindrică cu dinţi înclinaţi;
- cu melc globoidal si roatã globoidală.
În practică, cel mai des utilizat este cel cu melc cilindric si roată globoidală.
Pentru angrenare corectă, roata trebuie sã fie poziţionată precis pe direcţia axială, iar
melcul axial poate fi deplasat puţin.
În funcţie de procedeul de prelucrare flancurile dinţilor la melcii cilindrici sunt suprafeţe
elicoidale de diferite tipuri prezentate în STAS 6845-81: ZA, ZN, ZK, ZI si ZT.
13
1.12 Alegerea variantei onstructive
Fig.1.2 Reductor melcat
14
Fig.1.3 Reductor melcat
Am ales pentru proiectul meu varianta 1 deoarece este mult mai functionala si prezinta un cost
de productie mai redus.
15
2.MEMORIU JUSTIFICATIV DE CALCUL
2.1 Împărţirea raportului de transmitere total
Adoptarea unui raport de transmitere al transmisiei prin curele
2` tci
Calculul raportului de transmitrere am angrenajului
172
34
`
tc
Treal
i
ii
Alegerea raportului de transmitere standardizat
istas=18
Recalcularea raportului de transmisie al transmisiei prin curele
96.133.17
34
real
Ttc
i
ii
Calcularea raportului de angrenare theoretic al angrenajului melcat
U1,2=z2/z1=17.33
Alegerea numarului de inceputuri ai melcului
z1=3
Calculul numarului de dinti ai rotii melcate
511`2 ziz real
z2=52
Verificarea ca z2 sa nu fie multiplu intreg al lui z1
33.173
52
1
2 z
z
Raportul de angrenare real al angrenajului melcat
333.223
67
1
21
z
zu
Verificare
94.1100
%5.2%5.2
)(
2,1
2,1
ul
real
ulu
iu
2.2 Calculul turaţiilor
Turatia la motor;[rot/min]
n1=nm=2400
Calculul turatiei arborelui de intrare in reductor; [rot/min]
1200.2
240012
tci
nn
(7)
Calculul turatiei arborelui de iesire din reductor; [rot/min]
24.6913
stastc ii
nn
16
2.3 Calculul puterilor
Alegerea randamentului transmisiei prin curele dintate
92.0tc
Alegerea randamentului pentru angrenajul melcatin functie de numarul de inceputuri
z1=3 rezulta 85.0m
Alegerea randamentului unei perechi de rulmenti cu role
99.0rul
Puterea la motor; [Kw]
P1=Pm=1.26
Calculul puterii pe arborele de intrare in reductor; [KW]
116.199.092.02.112 rultcPP
Calculul puterii pe arboreal de iesire din redactor; [Kw]
939.099.085.0116.1 22
13 rulmtcPP
2.4 Calculul momentelor de torsiune
Calculul momentului de torsiune pentru arborele motor; [N mm]
(11)
Calculul momentului de torsiune pentru arboreal de intrare in redactor; [N mm]
8.88801200
116.1103103 7
2
2
7
1
n
PT
Calculul momentului de torsiune pentru arboreal de iesire; [N mm]
12950024.69
939.0103103 7
3
3
7
2
n
PT
2.5 Calculul treptei, predimensionarea angrenajului
Unghiul de presiune de referinta
o20
Coeficientul inaltimii capului de referinta
ha=1
Coeficientul jocului la capul dintelui de referinta
c1=0.25
Numarul de ore de functionare
Lh=15000
Alegerea materialelor pentru melc si roata melcata; [m/s]
24.010)8808.812004(10)4( 5353221 Tnva
Material pentru melc OLC45
Material pentru roata melcate CuAl9Fe3T
Tensiuni limita pentru solicitarea la contact respective incovoiere
125
225
2lim
2lim
F
H
17
2.6 Calculul de dimensionare si verificare, calculul modulului, al distanţei axiale şi al altor
elemente geometrice
Coeficientul diametral al melcului
P2<4 rezulta q=12
Unghiul de inclinare a elicei directoare pe cilindrul de referinta
01
1 036.14)12
3arctan()arctan(
q
z
Factorul de elasticitate al materialului rotilor; ][ MPa `
Ze=155
Factorul zonei de contact
0
1
565.20))036.14cos(
)20tan(arctan()
)cos(
)tan(arctan(
t
429.2)565.20cos()565.20sin(
)036.14cos(2
)cos()sin(
)cos(2 1
tt
hZ
Factorul regimului de functionare
Ka=1.25
Factorul dynamic
Kv=1.01
Factorul de repartizare a sarcinii pe latimea danturii
1HK
Numarul de cicluri de solicitare
7
32 102316.61500024.696060 hL LnN
Factorul de influenta a durabilitatii asupra rezistentei
7985.0102316.6
10108
7
7
8
2
7
2
L
NN
Z
(19)
Tensiunea admisibila pentru solicitarea de contact
875.178957.018022lim2 NHHP Z
Factorul de influenta a variatiei factorului de curbura
Se considera x=0
Zc=0.6+0.01 x + 0.005 z1+0.0014 z2+0.008 q = 0.6082
Calculu distantei axiale pe baza solicitarii la contact; [mm]
481.7311.125.10212
52)
875.178
587.0429.2155(10611.1)
67
02121(6.0
2)()
21(6.0
325
322
2
3
2
wnecH
Hva
HP
che
wnecH
a
KKKxq
zZZZT
z
xqa
Calculul distantei axiale pe baza solicitarii termice; [mm]
k=3.5
82.0m
Coeficientul de transfer termic
101
Coeficientul de transfer prin fundatie
15.01
Puterea corelata la arboreal melcului
18
8.010
88
1
1
K
K2=1
Pm1=P2 K1 K2=0.8928
t=70 t0=20
44002.0)1252(
)25.3(11)85.3312()63452(2
)(
)2(11)83()64(2
2
2
1
2
2
2
21
A
qz
kkqkzA
(25)
117734.0])1252(
)25.3(911[01.0]
)(
)2(911[01.0
2
qz
kB
5809.0)2070()15.01(104
8928.0)85.01(100013.0
)()1(4
)1(100013.0
3
1
011
1
3
1
C
tt
PC mm
61062.7210952.12
117734.0)2809.0(44002.04117734.0
102
4
3
2
.
3
1
11
2
.
termicwnec
termicwnec
a
A
BCABa
awnec=awnecH=73.481
Calculul modulului axial necesar; [mm]
296.25212
481.7322
2
zq
am wnec
xnec
mx=2.5
Realegerea coeficientului diametral al melcului in functie de mx
q1=14
Calculul distantei axiale elementare; [mm]
802
)5212(5.2
2
)( 21
zqm
a x
Alegerea distantei axiale standardizate; [mm]
astas=80
Abaterea limita a distantei dintre axe
Fa=71
Coeficientul deplasarilor de profil a rotii melcate
02
52141
5.2
80
2
211
zq
m
ax
x
stas
`` Calculul diametrul de referinta al melcului; [mm]
d.1=mx q1=30
Calculul diametrele de divizare; [mm]
30]0214[5.2)2( 111 xqmd xw
130525.222 zmd x
19
Calculul diametrele cercurilor de picior; [mm]
75.23)25.021212(5.2)22( 111 chqmd axf (34)
75.123)125.021252(5.2)222(1122 xchzmd axf
Calculul diametrele cercurilor de cap; [mm]
35)1214(5.2)2( 11 axa hqmd
(36)
135)11252(5.2)22(1122 xhzmd axa
Calculul diametrului exterior al rotii; [mm]
75.1385.25.1170
5.1
22
xmae
m
mkdd
k
Calculul latimii rotii melcate; [mm]
b2=0.75 da1=26.25
Calculul lungimii melcului; [mm]
b1=(8+0.09 z2) mx=42.95
Deoarece melcul este rectificat si frezat lungimea lui se mareste cu 25 mm
b1=b1+25=68
Calculul vitezei periferice a melcului respective a rotii melcate; [m/s]
88.160000
120030
60000
21
1
nd
v w
471.060000
29.64130
60000
32
2
nd
v
Recalcularea unghiului de inclinare a elicei
0
1
12 0942.12)
14
3arctan()arctan(
q
z
Calculul vitezei de alunecare; [m/s]
617816.0)0942.12cos(
606.0
)cos( 2
11
vva
Alegerea factorului dynamic
Pentru treapta de precizie 8 si viteza de alunecare <5 m/s allege
KV=1.1
Recalcularea factorului zonei de contact
0
2
416923.20))0942.12cos(
)20tan(arctan()
)cos(
)tan(arctan(
t
0
11
1 994617.12)114
3arctan()
2arctan(
xq
zw
441472.2)565.20cos()565.20sin(
)994617.12cos(2
)cos()sin(
)cos(2
tt
wHZ
Recalcularea coeficientului Zc
Zc=0.6+0.01 x1 + 0.005 z1+0.0014 z2+0.008 q1 =0.5982
Calculul tensiunii efective de contact
58.1572
)
21
(45.011
232
11
3
1
Hva
w
cheH KKKxq
z
a
z
xq
TZZZ
875.17858.15704.152
02.185.0 22
HPHHP
Calculul numarului de dinti a rotii echivalente rotii melcate
20
62.55)995.12(cos
52
)(cos 33
22
w
n
zZ
Factorul de forma a dintelui rotii melcate pentru solicitarea la incovoiere
YFa2=1.73
Factorul inclinarii dintilor pentru solicitare la incovoiere
899.02
095.1231
2
31 2
Factorul de repartizare a sarcinii pe latimea danturii
1 HF KK
Calculul tensiunii maxime de incovoiere pentru dintele rotii melcate
872.265.1
21
23
2
xw
FaFva
Fmdd
YKKKT
Factorul de influenta a durabilitatii asupra rezistentei materialului la solicitarea de incovoiere
745.010
10251042.1
1025
9
2
6
2
77
7
2
L
N
L
NY
N
Calculul tensiunii admisibile pentru solicitarea de incovoiere
24.113745.012522lim2 NFFP Y
22 FPF
2.7 Calculul elementelor de control. Abateri si tolerante tehnologice
Calculul grosimii melcului pe coarda in sectiune normala, respectiv frontala; [mm]
83.3)577.0cos())20tan(022
(5.2)cos())tan(22
(
xmS xn
926.3))20tan(022
(5.2))tan(22
(
xmS xt
Valorile de mai sus sunt valori corespunzatoare angrenajului fara joc. In realitate trebuie sa existe
un joc intre flancuri pentru ca la incalzirea in functionare a angrenajului acesta san u se blocheze.
Alegem o toleranta a jocului dintre flancuri de tip c, care corespunde unui ajustaj a rotilor dintate
in angrenare de tip C
Calculul abaterii minime a grosimii spirei melcului; ][ m
Abaterea superioara a grosimii spirei melcului Ess pe coarda normala de referinta se
adopta ca suma a doi termini astfel:
Pentru ajustaj de tip c rezulta ESSI=95
Pentru treapta de precizie 8 rezulta ESSII=100
ESS=ESSI+ESSII=95+100=195
Alegerea bataii radiale a spirei melcului; ][ m
fr=21
Alegerea tolerantei la grosimea spirei melcului; ][ m
Pentru o toleranta a jocului dintre flancuri de tip c rezulta; ][ m
Ts=60
21
2.8 Calculul de verificare a ungeri
Calculul distantelor de la suprafata libera a uleiului la axa rotilor; [mm]
28.911002
75.2395.0
295.0
1
max1 stas
fa
dH
Calculul vitezei periferice a melcului; [m/s]
88.160000
120030
60000
21
1
nd
v w
k=3 83.1051002
35
3
23
2
2 1
min1
stas
a ad
k
kH
(60)
40625.1751002
75.15895.0
295.0
2
max2 stas
fa
dH
Calculul vitezei periferice a rotii conduse pe cilindrul de rostogolire
471.060000
24.69130
60000
32
2
nd
v
55.781002
130
3
23
2
2 2min2
stasa
d
k
kH
(63)
Verificarea ungerii
H1max-H2min=12.73
Diferenta trebuie sa fie de cel putin 10 mm
Se constata ca este satisfacuta conditia de ungere pentru angrenaj
2.9 Proiectarea si verificarea arborilor
2.9.1 Proiectarea arborelui de intrare
8601 mR MPa
Deoarece 6001 mR MPa se calculeaza un coeficient k:
5636.1550
11 mR
k
Momentul echivalent pentru care se alege diametrul capătului de arbore de intrare:
3
1
21 108.8
5636.1
8820
k
TM te =>
Se aleg diametrele arborelui de intrare; [mm]
201 d mm(ales din coloana c)
22220212 dd
253 d mm (diametrul rulmentului)
284 d
22
2.9.2 Proiectarea arborelui de ieşire
8002 mR MPa
Deoarece 6001 mR MPa se calculeaza un coeficient k:
4545.1550
22 mR
k
Momentul echivalent pentru care se alege diametrul capătului de arbore de ieşire:
3.894545.1
5.129
2
22
k
TM te =>
Se aleg diametrele arborelui de ieşire:
381 d (ales din coloana b)
402382 d
453 d (diametrul rulmentului)
504 d
Alegem manseta de rotatie 02204007-1 F conform STAS 7950/2-87 pt arborele de intrare respectiv
040062008-1 F pt arborele de iesire.
Fig.1.4 Manseta de rotatie
23
Alegem 2 rulmenti cu role conice pe un rand 30305 conform STAS 10981-85pentru arborele de
intrare,respectiv 30309 pentru arborele de iesire .
Fig.1.5 Rulment cu role conice
2.9.3 Proiectarea transmisiei prin curele trapezoidale
Marimi de intrare :
p=1.26 [kW] – puterea de la arborele motorului de antrenare
n = 2400 rot/min – turatia elementului conducator ( M.E. de antrenare )
itc = 2 – raportul de transmisie prin curea
Etapele calcului :
a) Alegerea tipului curelei
Se adopta din STAS 7192-83 o curea trapezoidala ingusta tip SPZ 800
b) Alegerea diametrelor primitive ale rotilor
24
Conform STAS 1162-67 se adopta diametrul primitive al rotii mici :
Dp1=80
Conform acestei valori, se determina si diametrul rotii primitive mari:
mmiD tcp 16080222
Aceasta valoare coincide cu diametrul standardizat al rotii primitive mari.
c) Determinarea distantei axiale preliminarii
4802407.027.0 2121 ADDADD pppp
Din relatia de mai sus, adoptam A=300 mm
d) Calculul unghiului dintre ramurile curelei :
324.153002
80arcsin2
2arcsin2
12
A
DD pp
e) Determinarea unghiului de infasurare pe roata mica de curea, respective pe roata mare de
curea
324.195324.15180180
676.164324.15180180
1
1
e) Determinarea lungimii primitive a curelei
22113602
cos2 ppp DDAL
982.259
Se va rontunji pana la valorea standardiazata si se realege LpSTAS=1000 mm
Pentru a asigura corectitudinea calculului, se va recalcula distanta axiala A conform relatia :
25
mm
DDL
ApppSTAS
950.308
2
324.15cos2
160324.19580676.164360
141.31000
2cos2
3602211
In continuare, se vor recalcula :
878.194878.14180180
122.165878.14180180
14.8782
arcsin2
2
1
12
A
DD pp
f) Calculul vitezei periferice a curelei
smnD
vp
/1060000
240080141.3
60000
1
g) Determinarea preliminara a numarului de curele :
093.16.196.09.0
26.12.1
0
0
Pcc
Pcz
L
f
z=1
003.01180003.01 1c 14.878=0.955
Unde, cf – coeficientul de functionare care se alege in functie de natura masinii motoare,
si a celui de lucru. In continuare, vom considera cf=1
P0 – puterea nominala transmisa de o curea
h) Frecventa indoirii curelei
HzL
vxf
PSTAS
282.61000
141.321010 33
Unde x – numarul de roti din transmisia cu curea
i) Forta periferica transmisa de curea
14.401141.3
26.11010 33
v
PF N
26
j) Forta de intindere initiala a curelei F0 si cea de apasare a arborilor ( sunt egale )
14.401220 FSF 802.29 N
Fig. 1.6 Cureaua trapezoidala
mmr
mmf
mmm
mmn
mml p
5.0
138
18
9
5.2
5.8
min
min
2.9.4 Verificarea arborelui la solicitari compuse
Fig.1.7 Schema de calcul la solicitări compuse a arborelui de intrare
Pentru calcularea forţelor tangenţiale, radiale respectiv axiale trebuie să cunoaştem următoarele
valori:
623.0)036.14cos(
604.0
)cos(
1
vva
În funcţie de acestă valoare alegem 055.0 din tabel. Se calculează mai departe:
0585.0)20cos(
055.0
)cos('
3497.3)0585.0tan()'tan( aa
27
În continuare se calculează forţele:
59230
888022
1
11
d
TFt N 21 at FF
67.1902)3497.3036.14tan(
592
)tan(
1
2
t
t
FF 12 at FF
68.721)3497.3036.14sin(
)3497.3cos()20tan(592
)sin(
)cos()tan(1
1
t
r
FF 21 rr FF
29.802aS N (forţa din curea)
301 wd mm (diametrul de divizare al melcului)
76a mm
84b mm
82c mm
Se scriu ecuaţiile de momente în plan vertical şi orizontal după care se calculează reacţiunile:
A: 0)(2
11
1 cbHbFd
FaS Brw
aa
053.174BH N
B: 0)(2
)( 11
1 cbHcFd
FcbaS Arw
aa
023.1698AH N
Trebuie să se îndeplinească condiţia:
1raBA FSHH
68.72129.802053.174023.1698 Condiţie îndeplinită
A: 0)( 1 bFcbV tB
56.299BV N
B: 0)( 1 cFcbV tA
43.292AV N
01.172322 AAA VHR N
308.34022 BBB VHR
Se calculează momentele pentru aşa numitele secţiuni periculoase:
3-1: 04.609741 aSM a Nmm
1-4: 53.14267)(4 bHbaSM Aa Nmm
2-4: 346.142724 cHM B Nmm
1-3: 12.245644 bVM A Nmm
2-3: 92.24563'4 cVM B Nmm
2
1max1 MM 60974.04 Nmm
28
38.37556'242
4
2
4max4 MMMM Nmm
Compresiune:
87.325
67.19024422
3
1
1
d
Fa
c MPa
09.328
67.19024422
4
1
4
d
Fa
c MPa
Încovoiere:
769.3920
3204.609743233
3
max1
1
d
Mi MPa
4.1728
38.37556323233
4
max4
4
d
Mi Nmm
Torsiune:
615.525
999.8819161633
3
1
d
M t
t
875.225
999.8819161633
4
4
d
M t
t
(98)
059.474)( 2
1
2
111 tcie MPa < 125ai
185.134)( 2
4
2
444 tcie MPa < 125ai Mpa
2.9.5 Verificarea arborelui de intrare la solicitări variabile
860r MPa
4308605.05.01 r MPa
Se aleg coeficienţii din diagramele respectiv tabelele prezentate în cartea Proiectarea arborilor –
Jula A.
875.1k
7.0
92.01 6.22 392.221
9526.45v MPa
5.1ac
3563.81
vk
c
> ac
12.299092.02201 r MPa
76.538166.03960 r MPa
5.1k
7.0
29
392.2
7389.2v
0m
1104.02
0
01
9094.1211
mvk
c
> ac
3368.822
0
cc
ccc > ac
2.9.6 Calculul şi verificarea rulmenţilor
Etapele verificarilor rulmentilor sunt urmatoarele :
a) Se alege montajul de rulmenti in „O” ( se formeaza un rulment echivalent cu o pereche
de 2 rulmenti )
b) Calculul sarcinilor axiale
c) Aflarea fortei axiale ce incarca perechea de rulmenti
Consideram ca rulmentul din stanga se inchide. Se considera dealtfel, ca forta axiala care
solicita rulmentul
echivalent perechii este egala cu forta axiala ce solicita rulmentul din perechea ce se inchide:
d) Se calculeaza sarcina dinamica echivalenta
Daca, ar
r
a FYFPeF
F 12.1
NFFF asaa 92.211425.21267.19021
NY
FF
NVHF
ras
r
25.2127.1
68.7215.05.0
24.172456.299023.1698 222
1
2
1
30
ar
r
a FYFPeF
F 68.167.0
Astfel, NPF
F
r
a 83.648492.21145.168.124.172467.0226.124.1724
92.2114
e) Se determina factorul fortelor suplimentare
22.112.11.1 fnfff sk
Unde, f – coeficient dinamic
fk – tine seama de precizia angrenajului montat pe rulmenti, pentru precizie normala
fk=1.2
fs – coeficientul fortelor suplimentare specifice , fs=1.2
fn = 1
f) Se corecteaza sarcina dinamica echivalenta necesara
NfPPc 584.746983.648422.1
g) Durabilitatea rulmentului echivalent (milioane de rot.)
12.5184695.7
39 3
10
3
10
cP
CL
h) Durabilitatea rulmentului echivalent (in ore)
11.71961601200
1012.518
60
10 77
n
LLh
i) Verificarea condiitilor
1500011.71961 hah LL Se verifica conditia!
31
3. CALCULUL ELEMENTELOR REDUCTORULUI
3.1 Carcasa reductorului
Carcasa reductorului se va efectua în mare parte constructiv, pentru ca elementele ce
alcătuiesc reductorul să fie asamblate/pozițioanate corect.
Cu toate acestea se va ține cont de anumite elemente cum ar fi:
s – grosimea carcasei ( pentru reductor cu o treaptă )
s = 0.025*82+1 = 0.025 * 80 +1 = 4 mm se ia 10 mm
Celelalte mărimi se vor executa precum desenului de ansamblu.
3.2 Capacele rulmenților
Pentru fixarea corectă a rulmenților se vor utiliza capace laterale (și cel mai des utilizate)
precum cel din figura următoare. Acestea permit reglarea jocului axial în rulmenți în limite
mai mari.
Fig. 1.8 Capac de fixare pentru rulmenți
Dimensiuni:
d=6 mm
m=6 mm
D1=150 mm
D2=85 mm
e=10 mm
D4=104 mm
e3=3
e1=min.5 mm
32
3.3 Alegerea dopului de golire
Se va utiliza dop de golire cu cap hexagonal și fără orificiu interior. Rolul dopurilor de
golire este cela de a facilita schimbul de ulei, după un anumit timp de functionare.
Dimensiuni:
d=10 mm
D=20 mm
H=5.5 mm
l=12 mm
a=3 mm
s=13 mm
p=1.5 mm
Fig 1.9 Dop de golire
3.4 Alegerea aerisitorului
Dimensiuni:
D=27 mm
D1=15 mm
D2=36 mm
D3=18 mm
L=32 mm
h=15 mm
h1=22 mm
a=6 mm
H1=32 mm
H=45mm
Fig.1.10 Aerisitor
33
1.1 3.5 Alegerea dimensiunilor jojei
d=5
d1=12
p=1.25 pasul filetului
D=25
D1=18
H=20
l=12
Fig.1.11 Joja
Am ales pentru angrenajul melcat o joja cu fixare prin ajustaj deoarece aceasta este plasata in
partea superioara a reductorului
3.6 Calculul temperaturii medii de functionare a reductorului
Temperatura de functionare a reductorului se stabileste din conditia de echilibru termic.
Astfel, caldura produsa in timpul functionarii a reductorului sa fie egala cu cea evacuata in
mediul inconjurator prin conductibilitate, radiactie, convectie, etc.
In cazul racirii naturale in ipoteza functionarii de lunga durata si admitand ca toate
pierderile de putere se transforma in caldura si ca racirea carcasei reductorului se face in
principal prin radiatie, temperatura medie de functionare este :
C
PiPt
SlK
Pt ep 29.242029.4
2.121579.0
939.02.120
30000020.065.48016.00
Unde, K - coeficientul de transfer termic prin carcasa reductorului, se adopta K
=0.016,
- coeficientul care tine seama de evacuarea caldurii prin placa de fundatie,
S – suprafata libera a reductorului,
0t - temperatura initiala, se considera a fi 0t =20.
Dupa cum se vede, temperatura limita de 75 C nu se atinge.
34
3.7 Alegerea si verificarea asamblarilor prin pene paralele
Fig1.12 Pana paralela
Rezistentele admisibile ale materialului penelor OLC50
Mpa
MPa
af
as
48..........32
50.....32
Pentru arboreal de intrare
Alegem pana A6x6x20
Verificare la strivire
as
i
slhd
T
91.16
2065.17
8.888044
2
11
Verificare la forfecare
af
i
flbd
T
45.8
2065.17
8.888022
2
11
Pentru arboreal de iesire
Alegem pana A10x8x40
Verificare la strivire
as
e
slhd
T
05.49
40833
12950044 3
2
Verificare la forfecare
af
e
flbd
T
62.19
401033
12950022 3
2
Alegem pana A14x9x40
Verificare la strivire
as
i
slhd
T
97.31
40945
12950044
3
3
3
Verificare la forfecare
af
i
flbd
T
27.10
401445
12950022
3
3
3
35
4.BIBLIOGRAFIE
Antal, A. & colectiv "Reductoare", Institutul politehnic Cluj-Napoca, 1984.
Antal, A. & colectiv "Îndrumător de proiectare pentru reductoare", Institutul politehnic Cluj-
Napoca, 1983.
Antal, A. "Curs".
Jula, A. & colectiv "Proiectarea angrenajelor evolventice", Scrisul Românesc, Craiova, 1989.
Jula,A. & colectiv "Montaje cu rulmenţi. Îndrumar de proiectare", Lito Universitatea Braşov,
1979.
Rădulescu, Gh. & colectiv "Îndrumator de proiectare în construcţia de maşini", vol.3, Bucuresti,
Editura tehnică, 1986.
Antal, A. & Tătaru O. “Elemente privind proiectarea angrenajelor”, Editura ICPIAF® SA, Cluj
- Napoca, 1998.
Matchat 2007
Autocad 2007