reductor cilindric

UNIVERSITATEA DE NORD BAIA MARE

Facultatea de Inginerie

Disciplina: Organe de Maşini

PROIECT DE AN

REDUCTOR CILINDRIC

P=7 KW

n=1600 rot/min

i=4

STUDENT xxxxxxxxxxxxxxx

ANUL xxxxxx.

grupa xxxxxxx

Anul Universitar 2012-2013

UNIVERSITATEA BAIA MARE

Facultatea de Inginerie Mecanica CATEDRA DE CONSTRUCTII

Discipline: Mecanisme si Organe DE MASINI

De Maşini Responsabil de disciplina

1

Prof.univ.dr.ing.xxxxxxxxxx

PROIECT DE AN

Numele si prenumele studentului: xxxxxxxxx, grupa: xxxxx

-TEMA PROIECTULUI-

Sa se proiecteze: Reductor Cilindric

-antrenarea reductorului se face printr-o transmisie cu curele trapezoidale:

-puterea nominală la arborele de intrare: P=7 KW,

-turaţia nominală la arborele de intrare: n=1600 rot/min

-raportul de transmitere total: i=4

-reductorul este cu o treapta si este formata dintr-un angrenaj cilindric

TERMENUL DE PREDARE A PROIECTULUI_...................._

Conducător de proiect: xxxxxxx

2

CUPRINS

A. Memoriul tehnic………………………………………………………

1.1. Generalităţi, clasificări………………………………………………………………….

1.2. Funcţionare ……………………………………………………………………………..

1.2. Variante constructive…………………………………………………………………...

1.3. Norme de tehnica securităţii muncii…………………………………………………..

B. Memoriul justificativ de calcul

1. Calculul momentelor si puteri de iesire pe baza datelor initiale (tema de proiect)

2. Intocmirea schemei cinematice a reductorului cu o treapta, propunerea a trei variante constructive.

Alegerea unei variante si argumentarea alegerii.

3. Alegerea preeliminara a materialelor pentru roti dintate.

4. Calculul distantei axiale.

5. Determinarea modulului cu ajutorul relatiei m(mm)=(0.01,…0.002)*a

6. Stabilirea numarului de dinti ai pinionului

7. Alegerea finala a modulului si a numarului de dinti aferenti celor 2 roti dintate

8. Calculul danturii

9. Calculul elementelor geometrice ale rotiilor dintate

10. Calculul fortelor din angrenaj

11. Verificarea la subtaiere

12. Verificarea continuitatii angrenarii

13. Verificarea interferentelor dintiilor

14. Verificarea jocului la capul dintiilor

15. Verificarea rezistentei danturii rotiilor dintate

16. Stabilirea dimensiunilor arboriilor

17. Verificarea arborilor

18. Alegerea penelor

19. Alegerea si verificarea rulmentiilor …………………………………………..

C. Bibliografie……………………………………………………………3

D. Desene……………………………………………………………….

A. MEMORIUL TEHNIC

1.1. Generalităţi, clasificări

Reductoarele fac parte din marea categorie a transmisiilor mecanice si servesc la reducerea

(micşorarea)numărului de turaţii si la mărirea (creşterea) momentului de torsiune. Se încadrează in

categoria transmisiilor prin angrenaje cu roti dinţate cu raport de transmitere constant i>1 montate in

carcase închise.

După tipul angrenajelor componente, reductoarele pot fii:

- cu roţi dinţate cilindrice;

- cu roţi dinţate conice;

- cu roţi dinţate elicoidale;

- cu roţi dinţate pseudoconice;

- cu roţi dinţate melcate şi combinate;

Elementele principale a unui reductor, indiferent de tip sunt urmatoarele:

- carcasă (corp+capac);

- angrenajele;

- arborii şi lagărele.

Carcasa - se executa în general din fontă prin turnare. Este prevăzuta cu nervuri care au următoarele

scopuri: măreşte rigiditatea ansamblului, reduc zgomotul şi vibraţiile, măreşte suprafaţa de răcire a

reductorului.

La reductoarele de dimensiuni mari, netipizate şi la unicate se utilizează cu succes carcase sudate.

Carcasele trebuie să asigure poziţii relativ corecte a arborilor prin intermediu lagărelor şi roţilor dinţate,

servind si ca baie de ulei.

In planul de separaţie corpul şi capacul reductorului se prelucrează finit şi se acoperă, înainte de

asamblare cu lacuri, vopsele sau sticlă solubilă pentru asigurarea etanşeităţii. Suprafaţa de separaţie corp-

capac poate fi prevăzută cu canale de ungere care să împiedice ieşirea lubrifiantului în afară şi să-l ghideze

spre lagăre.

Corpul reductorului este prevăzut la partea inferioară cu un dop de golire a uleiului uzat, după rodaj sau

după timpul normal de utilizare.

4

Capacul reductorului are prevăzut, în partea superioară, un orificiu de vizitare acoperit cu un capac

metalic sau transparent. Prin capacul de vizitare se urmăreşte periodic starea angrenajelor şi se introduce

lubrifiant în reductor.

Carcasa compusă din corp şi capac se asamblează prin şuruburi şi se centrează cu ajutorul unor ştifturi

cilindrice sau conice.

In dreptul lagărelor sunt prevăzute capace care se pot monta prin fixare cu şuruburi pe carcasă sau în

nişte locaşuri prevăzute anume în pereţii carcasei.

Angrenajele - constituie partea funcţională principală a unui reductor.

Cele mai frecvent utilizate în construcţia de reductoare sunt:

- cilindrice cu: - dinţi drepţi;

- dinţi înclinaţi;

- în V;

- conice cu: - dinţii drepţi;

- dinţii înclinaţi;

- dinţii curbi;

- melc-roată melcată:

În funcţie de cerinţele locului de utilizare se va alege angrenajul sau combinaţia de angrenaje care să

întrunească cele mai multe avantaje

La reductoarele cu mai multe trepte se impune împărţirea raţională a rapoartelor de transmitere pe

fiecare treaptă, în vederea obţineri unor condiţii de gabarit optime, ungere satisfăcătoare a tuturor treptelor,

etc.

Arborii - pe care sunt fixate angrenajele sunt arbori drepţii. Ei sunt proiectaţii cât mai scurt pentru a

avea o rigiditate cât mai mare care este foarte importantă în funcţionare şi a asigura o construcţie compactă

a reductoarelor.

Orice reductor are un arbore de intrare şi un arbore de ieşire. La reductoarele cu mai multe trepte există

şi arbori intermediarii. Arborii pot fii verticali sau orizontali în funcţie de tipul şi poziţia relativă a

angrenajelor, locul de utilizare a reductorului, etc. Existe construcţii de reductoare cu două capete de

cuplare la ieşire sau cu ieşire pe arbori intermediari.

Lagărele -sunt în marea majoritate a cazurilor cu rulmenţii. Tipul şi mărimea rulmenţilor vor fi în

funcţie de valoarea şi sensul forţelor ce solicită arborii, tipul construcţiei alese, etc.

In afară de aceste elemente principale orice reductor mai are o serie de elemente auxiliare strict necesare

pentru buna funcţionare a reductorului şi anume:

- elemente de etanşare;

- elemente pentru măsurarea şi controlul nivelului de ulei di baia reductorului (joje, vizoare);

- elemente pentru deplasarea şi transportul reductorului (inele de ridicat, umeri de ridicat);

5

- elemente pentru fixarea şi poziţionare rulmenţilor şi roţilor dinţate pe arbori şi în carcase (capace laterale,

piuliţe şi şaibe de siguranţă pentru rulmenţii, plăcuţe de reglare, bucşe şi inele de distanţare, pene, etc.)

- aerisitoare, pentru a se evita crearea unei suprapresiuni în interiorul reductorului, care ar perturba în

primul rând ungere corespunzătoare a roţilor dinţate şi rulmenţilor şi ar forţa sistemul de etanşare.

Ungerea reductoarelor de uz general se face cu uleiuri. Metoda de ungere se alege în funcţie de viteza

periferică a roţilor dinţate, în primul rând.

Pentru viteze periferice până la 12...15m/s ungerea angrenajelor se face prin barbotare.

La angrenajele cilindrice, nivelul uleiului la roata mare trebuie să treacă peste dinţi cu 0,75 din lăţimea

lor dar nu mai puţin de 10 mm.

Roţile de turaţie mică de pe treapta a doua sau a treia se pot scufunda până la 1/3 din diametrul exterior

al lor.

La angrenajele conice roata mare va fii scufundată în ulei pe toată înălţimea dintelui cel puţin.

Limita maximă de scufundare în ulei este tot de 1/3din diametrul exterior al roţii.

Melcul se recomandă a fii scufundat în ulei pe o înălţime de 2,3...4 mx. Dacă roata melcată este cea care

se află în ulei, se vor aplica recomandările de la angrenajele cilindrice sau se va opta pentru soluţia ungerii

prin presiune.

Rulmenţi reductoarelor se ung în general prin barbotarea uleiului de către roţile dinţate. La viteze sub 4

m/s rulmenţii se vor unge cu unsori consistente, prevăzându-se în astfel de cazuri elemente de protecţie

pentru a evita pătrunderea produselor de uzură în rulmenţi şi spălarea unsori.

Elemente pentru etanşare - utilizarea mai frecvent în construcţia reductoarelor sunt manşetele de

etanşare cu buză de etanşare şi inele de pâslă.

Dispozitivele de ungere - sunt necesare pentru asigurarea ungeri cu ulei sau unsori consistente a

rulmenţilor, uneori chiar a angrenajelor când nici una din roţile dinţate nu ajunge în baia de ulei. Conducere

lubrifiantului la locul de ungere se realizează folosind diverse construcţii de dispozitive de ungere: canale

de ungere, ungătoare, roţi de ungere, inele de ungere, lanţ de ungere, etc.

Capacele - servesc la fixarea şi reglarea jocurilor din rulmenţi, la asigurarea etanşări, fiind prinse în

peretele reductorului cu ajutorul unor şuruburi.

Indicatorul nivelului de ulei - din reductor, în cele mai multe cazuri, este executat sub forma unei tije pe

care sunt marcate nivelul maxim, respectiv minim al uleiului, sau sub forma unor vizoare montate pe corpul

reductorului. Există şi indicatoare care funcţionează pe principiul vaselor comunicante, realizate pe baza

unui tub transparent care comunică cu baia de ulei.

Elementele pentru ridicarea reductorului şi manipularea lui - sunt realizate sub forma unor inele de

ridicare cu dimensiuni standardizate şi fixate în carcasă prin asamblare filetată. Uneori, tot în scopul

posibilităţi de ridicare şi transportare a reductorului, pe carcasă se execută nişte umeri de ridicare (inelare

6

sau tip cârlig). La reductoarele de dimensiuni mari întâlnim ambele forme inele de ridicare în capacul

reductorului şi umeri de prindere pe corp.

Alegerea soluţiei constructive

Varianta I a unui reductor cilindric.

Reductorul cilindric din figura 1.1. are carcasa realizată din trei părţi, cu două plane de separaţie

orizontale. Axele arborilor, roţilor conduse sunt cuprinse într-un plan vertical. In această construcţie

creşte înălţimea reductorului în detrimentul reducerii lungii. Jocul din rulmenţi şi poziţia melcului se

poate regla cu ajutorul celor două capace. Pentru ungerea angrenajului cilindric se foloseşte un pinion

executat dintr-un material moale, care transportă uleiul pe dinţii roţii conducătoare din a doua treaptă de

reducere. Rulmenţi de pe arbori roţilor sunt de tipul radial-axial cu role conice, iar ungerea lor se face cu

vaselină, a cărui scurgere în baia de ulei este oprită de nişte capace. Etanşarea arborelui de intrare şi de

ieşire este realizată cu manşete de rotaţie. Reductorul mai este prevăzut cu capac de vizitare,

aerisitor, indicator al nivelului de ulei cu vizor, dop de golire şi inele de ridicare.

Fig 1.1

7

Varianta II a unui reductor cilindric.

În figura 1.2. este reprezentat un reductor la care carcasa este turnată din două părţi cu planul de

separaţie orizontal. Pentru scoaterea jocului din rulmenţi se foloseşte capacul în care este montat şi

elementul de etanşare. Aceşti rulmenţi formează împreună rulmentul conducător. Ungerea angrenajelor

se face prin scufundarea în baia de ulei a roţilor conduse. Rulmenţi se ung cu uleiul din ceaţă ulei

obţinută prin barbotarea uleiului din baia reductorului de către roţile dinţate. Reductorul mai este

prevăzut cu inele de ridicare turnate, capac de vizitare, aerisitor, indicator de nivel de ulei cu vizor şi

dop de golire

A - A

8

Fig.1.2

Construcţia unui reductor cilindric este arătat in figura 1,1 el are carcasa sudata . Jocul din rulmenţi

se poate regla cu ajutorul capacului montat pe carcasa reductorului, pe capacul de intrare a

arborelui.Lagărele de susţinere sunt cu rulmenţi radiali cu bile, ungerea angrenajelor şi a rulmenţilor se

realizează cu ulei din baia reductorului, al cărui nivel ulei să nu depăşească o treime din diametrul exterior

al roţi conduse. Pentru buna funcţionare a reductorul este prevăzut cu capac de vizitare a danturi, aerisitor,

dop de golire, indicator al nivelului de ulei cu vizor şi inele de ridicare atasate in capac. Etanşarea arborelui

de intrare şi ieşire se realizează cu manşete de rotaţie.

9

Varianta III a unui reductor cilindric.

Fig 1.3

B. Memoriu justificativ de calcul

Întocmirea schemei cinematice

10

Materiale pentru roti dintate

Pentru constructia rotilor dintate se poate utiliza o mare varietate de materiale. Optiunea asupra

unuia sau altuia dintre acestea are implicatii asupra gabaritului transmisiei, tehnologiei de executie, pretului

de cost etc.

In general, alegerea materialului pentru rotile dintate trebuie sa aiba in vedere urmatoarele

criterii:

- felul angrenajului §i destinatia acestuia;

- conditiile de exploatare (marimea §i natura incarcarii, marimea vitezelor periferice, durata

de functionare §i conditiile de mediu);

- tehnologia de executie agreata;

- restrictiile impuse prin gabarit, durabilitate §i pret de fabricatie.

Principalele materiale folosite in constructia rotilor dintate sunt: otelurile, fontele, unele aliaje

neferoase §i materialele plastice.

Otelurile sunt utilizate, in general, pentru angrenajele de lucru, la care uzura trebuie sa fie cat mai

mica. Din aceasta grupa se folosesc otelurile carbon de calitate §i otelurile aliate. Aceste materiale se supun

tratamentelor termice in scopul ameliorarii caracteristicilor de rezistenta §i a imbunatatirii comportarii

flancurilor dintilor la diverse forme de uzura. In alegerea otelurilor se pot face urmatoarele recomandari:

- Rotile care angreneaza sa nu fie executate din acela§i material (la materiale identice tendinta

de gripare este maxima).

- Roata conducatoare functioneaza in conditii mai grele decat roata condusa, deci trebuie sa fie

executata dintr-un material cu caracteristici mecanice superioare. Cateva combinatii de materiale intalnite

la reductoare de uz general sunt: OLC45 / OLC35; 0LC60 / OLC45; 0LC60 / 0LC35; 40Cr10 / OLC45;

OLC35 / OL70; OLC15 / OLC10; 41MoCr11 / 40Cr10; 33MoCr11 / OLC45 etc.

11

- Pentru reductoarele obi§nuite se recomanda utilizarea otelurilor cu duritati mici §i mijlocii HB «

(2500...3500) MPa, astfel mic§orandu-se pericolul griparii, diferenta intre roti fiind de HB «

(200...300)MPa.

Fontele se utilizeaza pentru angrenajele de dimensiuni mari care functioneaza cu viteze periferice

relativ scazute. Rotile dintate executate din fonte rezista bine la uzura dar nu se recomanda in cazul

solicitarilor de incovoiere.

Pentru rotile dintate putin solicitate se utilizeaza materiale neferoase de tipul alamei §i bronzului.

Aceste materiale se prelucreaza u§or, se comporta bine la uzura §i sunt antimagnetice.

Materialele plastice se utilizeaza acolo unde conditiile de exploatare a rotilor dintate permit acest

lucru. Ele prezinta avantajul reducerii zgomotului, dar nu pot fi folosite decat intr-un domeniu restrans de

temperatura §i umiditate.

In functie de modul de solicitare se recomanda urmatoarele:

- pentru angrenaje puternic solicitate §i viteze periferice ve (3... 12) m/s: oteluri aliate de cementare

(21MoMnCr12; 15MoMnCr12; 13Cr08; 21TiMnCr12; 18MoCr10), cementate in adancime min.1,5 mm §i

calite la (58...62) HRC pe suprafata §i (30...40) HRC in miez;

- pentru angrenaje mediu solicitate §i viteze periferice v e (4....8) m/s: oteluri carbon de

calitate (OLC 35; OLC 45; OLC 60) §i oteluri aliate (35CrMnSi13; 40Cr10; 41MoCr11) imbunatatite.

Pentru viteze ve (8... 12) m/s: oteluri carbon de calitate §i aliate (OLC 35; OLC 45; 40Cr10;

41MoCr11) imbunatatite la 30...35 HRC §i calite superficial la 50...55 HRC.

- pentru angrenaje slab solicitate §i viteze periferice ve (6... 12) m/s: oteluri carbon de cementare

(OLC 10; OLC 15) cementate pe o adancime de (0,6...1) mm §i calite la (50...60) HRC pe suprafata.

Pentru v < 6 m/s: oteluri carbon de calitate (OLC 35; OLC 45; OLC 60) §i oteluri aliate (40Cr10; 35

Mn16; 27MnSi12; 31CrMnSi10; 35CrMnSi13) imbunatatite la (20...25) HRC.

- pentru angrenaje foarte slab solicitate, indiferent de viteza: oteluri carbon obi§nuite

netratate (OL42; OL50; OL60; OL70), oteluri turnate (OT45; OT50), fonta turnata (Fgn600; Fgn700),

textolit.

Caracteristicile de rezistenta ale otelurilor §i fontelor folosite la constructia rotilor dintate sunt

prezentate in tabelul 2.1

12

20. Calculul distantei axiale.

Distanta axiala este distanta dintre axele celor doi arbori.Aceasta distanta reiese din diametrele

celor doua roti dintate.

Avand in vedere faptul ca acest reductor s-a construit cu scopul de a avea rotile dintate

interschimbabile s-au folosit roti dintate care sunt fixate pe arbori cu penepe arbori.

Avantajul pinionului este folosirea unui gabarit redus, dar avand in vedere faptul ca nu avem

probleme cu gabaritul v-om folosi roti dintate care vor fi fixate pe arbore cu ajutorul penelor.

Revenind la subiect avem relatia in care distanta axiala (a) este :

unde d1= diametrul roti dintate mici(roata conducatoare) , iar d2 = diametrul roti dintate mare(roata

condusa).

Tabelul 2.1

Materialul

Tra

tam

ent

term

ic s

au

term

ochi

mi

Duritatea

flancurilor HB

[MPa]

Relatii de calcul

Grupa Simbol JH lim [MPa] J0lim [MPa]

Fonte nodulare

sau perlitice

Fgn 600-

2 Fmp

700-2

- 1500 -3000 0,15 HB + 175 0,067 HB + 230

Oteluri aliate de

imbunatatire

40Cr10

41MoCr11

30MoCrNi2

0

I 2500-2900

2500-2900

3100-3500

Laminate

0,15 HB + 300

Turnate

0,15 HB + 250

Laminate

0,057 HB

+385

Turnate

40Cr10

41MoCr11

I +

Nitrurare

4800-5400 sau

(50-55) HRC

20HRC +

60

650 ± 200

40Cr10

41MoCr11

Calire 4800-5650 sau

(50-57) HRC

20 HRC 600± 100

Oteluri carbon

§i aliate de

cementare

OLC10

OLC15

21MoMnCr

cementare

+

calire

5400-645 sau

(55-63) HRC

24 HRC

25,5 HRC

700

950

Oteluri carbon de

imbunatatire

OLC35

OLC45

OLC60

I 1750

1850

2100

Laminate

0,15 HB + 250

Turnate

Laminate

0,05 HB +

320 Turnate

13

Diametrele celor doua roti dintate au fost calculate cu ajutorul programului inventor (dupa cum

se poate vedeain figurile de mai jos) , si pentru evitarea erorilor de software au fost verificate cu ajutorul

formulelor de calcul traditionale in programul Mathcad.

.Alegerea motorului electric

Motor electric asincron cu colivie

AT 172 M 42 S P=7KW n=1500 rot/min

Diametrul axului motorului

Φ=42 mm

Calculul angrenajului cilindric cu dinţi drepţi

14

Spur Gears Component Generator (Version: 2013 (Build 170138000, 138))

09.01.2013

Project Info

Guide

Design Guide - Number of Teeth

Unit Corrections Guide - User

Type of Load Calculation - Torque calculation for the specified power and speed

Type of Strength Calculation - Check Calculation

Method of Strength Calculation - ISO 6336:1996

Common ParametersGear Ratio i 3,9048 ul

Desired Gear Ratio iin 4,0000 ul

Module m 3,500 mm

Helix Angle β 0,0000 deg

Pressure Angle α 22,5000 deg

Center Distance aw

180,000 mm

21

Product Center Distance a 180,250 mm

Total Unit Correction Σx

-0,0711 ul

Circular Pitch p 10,996 mm

Base Circular Pitch pt

b

10,159 mm

Operating Pressure Angle αw

22,3071 deg

Contact Ratio ε 1,4001 ul

Limit Deviation of Axis Parallelity

fx

0,0120 mm

Limit Deviation of Axis Parallelity

fy

0,0060 mm

GearsGear 1 Gear 2

Type of model Component

Component

Number of Teeth z 21 ul 82 ul

Unit Correction x 0,8000 ul -0,8711 ul

Pitch Diameter d 73,500 mm

287,000 mm

Outside Diameter da

86,098 mm

287,900 mm

Root Diameter df

70,350 mm

272,152 mm

Base Circle Diameter db

67,905 mm

265,153 mm

Work Pitch Diameter dw

73,398 mm

286,602 mm

Facewidth b 40,000 mm

38,000 mm

Facewidth Ratio br 0,5170 ul 0,1324 ul

Addendum a*

1,0000 ul 1,0000 ul

Clearance c* 0,2500 ul 0,2500 ul

Root Fillet rf* 0,3500 ul 0,3500 ul

Tooth Thickness s 7,817 mm 2,972 mm

Tangential Tooth Thickness st 7,817 mm 2,972 mm

Chordal Thickness tc 6,673 mm 2,537 mm

Chordal Addendum ac 4,917 mm -0,075 mm

Chordal Dimension W 29,000 mm

110,036 mm

Chordal Dimension Teeth zw 3,000 ul 11,000 ul

Dimension Over (Between) Wires

M 85,883 mm

289,099 mm

Wire Diameter dM 6,000 mm 6,000 mm

22

Limit Deviation of Helix Angle

Fβ

0,0120 mm

0,0130 mm

Limit Circumferential Run-out

Fr

0,0210 mm

0,0370 mm

Limit Deviation of Axial Pitch fpt

0,0085 mm

0,0100 mm

Limit Deviation of Basic Pitch fpb

0,0080 mm

0,0090 mm

Virtual Number of Teeth zv 21,000 ul 82,000 ul

Virtual Pitch Diameter dn

73,500 mm

287,000 mm

Virtual Outside Diameter da

n

86,098 mm

287,900 mm

Virtual Base Circle Diameter db

n

67,905 mm

265,153 mm

Unit Correction without Tapering

xz 0,2798 ul -2,0557 ul

Unit Correction without Undercut

xp

-0,5038 ul

-4,9704 ul

Unit Correction Allowed Undercut

xd

-0,6761 ul

-5,1427 ul

Addendum Truncation k 0,0003 ul 0,0003 ul

Unit Outside Tooth Thickness sa 0,2581 ul 0,7440 ul

Tip Pressure Angle αa

37,9362 deg

22,9285 deg

LoadsGear 1 Gear 2

Power P 7,000 kW 6,860 kW

Speed n 1600,00 rpm 409,76 rpm

Torque T 41,778 N m 159,871 N m

Efficiency η 0,980 ul

Radial Force Fr 467,057 N

Tangential Force Ft 1138,400 N

Axial Force Fa 0,000 N

Normal Force Fn 1230,486 N

Circumferential Speed

v 6,158 mps

Resonance Speed nE

1

14565,015 rpm

23

MaterialGear 1 Gear 2

User material

User material

Ultimate Tensile Strength Su 700 MPa 700 MPa

Yield Strength Sy 340 MPa 340 MPa

Modulus of Elasticity E 206000 MPa

206000 MPa

Poisson's Ratio μ 0,300 ul 0,300 ul

Bending Fatigue Limit σFlim 352,0 MPa 352,0 MPa

Contact Fatigue Limit σHlim 1140,0 MPa 1140,0 MPa

Hardness in Tooth Core JHV 210 ul 210 ul

Hardness in Tooth Side VHV

600 ul 600 ul

Base Number of Load Cycles in Bending

NFlim 3000000 ul 3000000 ul

Base Number of Load Cycles in Contact

NHlim

100000000 ul

100000000 ul

W?hler Curve Exponent for Bending

qF 6,0 ul 6,0 ul

W?hler Curve Exponent for Contact

qH 10,0 ul 10,0 ul

Type of Treatment type

2 ul 2 ul

Strength Calculation

Factors of Additional LoadApplication Factor KA 1,200 ul

Dynamic Factor KH

v

1,211 ul

1,211 ul

Face Load Factor KH

β

1,741 ul

1,468 ul

Transverse Load Factor KH

α

1,052 ul

1,052 ul

One-time Overloading Factor

KA

S1,000 ul

Factors for ContactElasticity Factor ZE 189,812 ul

Zone Factor ZH 2,390 ul

Contact Ratio Factor Zε 0,931 ul

Single Pair Tooth Contact Factor

ZB

1,000 ul

1,000 ul

Life Factor ZN

1,000 ul

1,000 ul

Lubricant Factor ZL 0,962 ul

Roughness Factor ZR 1,000 ul

Speed Factor Zv 0,985 ul

24

Helix Angle Factor Zβ 1,000 ul

Size Factor ZX

1,000 ul

1,000 ul

Work Hardening Factor ZW

1,000 ul

Factors for Bending

Form Factor YFa

1,831 ul

2,462 ul

Stress Correction Factor YSa

1,989 ul

1,541 ul

Teeth with Grinding Notches Factor

YSa

g

1,000 ul

1,000 ul

Helix Angle Factor Yβ 1,000 ul

Contact Ratio Factor Yε 0,786 ul

Alternating Load Factor YA

1,000 ul

1,000 ul

Production Technology Factor YT

1,000 ul

1,000 ul

Life Factor YN

1,000 ul

1,000 ul

Notch Sensitivity Factor Yδ

1,195 ul

1,134 ul

Size Factor YX

1,000 ul

1,000 ul

Tooth Root Surface Factor YR 1,000 ul

ResultsFactor of Safety from Pitting SH 2,190 ul 2,190 ul

Factor of Safety from Tooth Breakage

SF 8,056 ul 6,973 ul

Static Safety in Contact SHs

t1,931 ul 1,931 ul

Static Safety in Bending SFst

16,858 ul

15,367 ul

Check Calculation Positive

Summary of Messages

21:50:30 Calculation: Calculation indicates design compliance!

25

Calculul arborilor

Calculul de proiectare al arborilor se face în următoarele etape:

- stabilirea schemei de calcul şi de încărcare;

- alegerea materialului;

- stabilirea rezistenţelor admisibile;

- stabilirea modulului de rezistenţă axial;

- schiţa arborelui în funcţie de montajul roţilor;

- schema de încărcare;

- stabilirea reacţiunilor pe reazeme în plan vertical şi orizontal;

- trasarea diagramelor de momente încovoietoare;

- dimensionarea secţiunilor se face din condiţia solicitării la încovoiere ;

- se face o verificare la oboseală ;

- se face verificarea rigidităţii flexionale;

Calculul arborelui de intrare

1.Calculul de predimensionare:

Calculul de predimensionare se face din condiţia de torsiune: [Nmm];

;

[mm];

2.Calculul la solicitări compuse:

Solicitările compuse se referă la solicitarea de încovoiere cu răsucire.

Se ştie:

- diametrul cercului de rulare la roata 2 dW2=273 [mm];

- unghiul de rulare w=0,39 ;

- unghiul de frecare =00;

26

3.Forţa periferică:

[N];

4.Forţa radială:

[N];

5.Determinarea reacţiunilor:

- din planul orizontal:

[N];

[N];

- din planul vertical:

[N];

[N];

6.Încărcarea rezultantă pe lagăre:

[N];

[N];

7.Momentul încovoietor maxim din H:

MimaxH=l1HI=160 =259000[Nmm];

8.Momentul încovoietor maxim din V:

MimaxV=l1VI=1608397=975000[Nmm];

9.Momentul încovoietor maxim rezultant:

[Nmm];

10.Determinarea mărimii momentului echivalent:

27

[Nmm];

- este raportul dintre rezistenţele admisibile la încovoiere pentru ciclul alternant simetric şi una din

rezistenţele admisibile aiI, aiII, aiIII corespunzătoare modului de rotaţie a momentului de torsiune (static ,

pulsant , alternant simetric ).

;

Conform teoriei a III-a de rezistenţă =1:

[Nmm];

a=40 [N/mm2];

[mm];

Se stabileşte forma constructivă a arborelui pe baza dimensiunilor calculate în etapa anterioară ,

ţinând seama de : organele de maşini care montează pe arbore, de considerente tehnologice şi de

standardizare. Dimensiunile finale ale arborilor vor vi stabilite după determinarea lungimii butucilor şi a

lăţimii rulmenţilor.

După acestea se face o verificare la oboseală în secţiunea considerată cea mai periculoasă care este

1-1. Verificarea la oboseală la solicitări simple presupune determinarea coeficienţilor de siguranţă nominali

(efectivi ) „c” pe baza comportării la oboseală a materialelor şi compararea lor cu coeficienţi de siguranţă

28

admişi. În aceste calcule stările de tensiune din piese trebuie raportate la rezistenţele la oboseală ale pieselor

reale.

11.Calculul momentelor încovoietoare din secţiunea periculoasă:

MiH=HII22=876922=192918[Nmm];

MiV=VII22=1452422=319528[Nmm];

12.Momentul încovoietor rezultant:

[Nmm];

13.Solicitarea de încovoiere este produsă de un ciclu alternant simetric:

[N/mm2];

14.Tensiunea medie:

;

15.Amplitudinea:

[N/mm2];

16.Coeficientul de asimetrie:

;

17.Solicitarea de torsiune este produsă printr-un ciclu alternant pozitiv:

[N/mm2];

[N/mm2];

18.Tensiunea medie:

[N/mm2];

19.Amplitudinea:

[N/mm2];

20.Coeficientul de asimetrie R=0;

21.Se determină după metoda SERENSEN coeficientul de siguranţă pentru solicitările de încovoiere şi

coeficientul de siguranţă pentru solicitările de torsiune:

29

; ;

22.Coeficienţii de material:

;

;

23.Coeficientul de siguranţă pentru solicitările compuse:

;

24.Caracteristicile mecanice ale materialului OLC45 :

- rezistenţa la oboseală din încovoiere:

-ciclu alternant simetric -1=0,5r=0,5637,64=318,82[N/mm2];

-ciclu pulsatoriu 0=0,5r=0,5637,64=318,82 [N/mm2];

- limita de curgere r=637,64 [N/mm2] , c=372,78 [N/mm2] conform STAS 880-66

- rezistenţa la oboseală din răsucire:



25.Coeficienţii care ţin seama de concentratori de tensiune şi dimensionali şi de starea suprafeţei:

26.Din diagramele corespunzătoare solicitării rezultă:

k=1,7; k=1,3;

27.Coeficienţii dimensionali pentru solicitarea normală respectiv tangenţială:

=0,65; =0,6;

28.Coeficientul care ţine cont de calitatea suprafeţei şi de tratamentul termic aplicat arborilor:

===12=2,4;

29.Coeficientul de calitate a suprafeţei: 1=1 , pentru Ra=1,6;

30.Coeficientul dependent de tratamentul termic aplicat stratului superficial 2=2,4;

;

30

;

> ca=1,51,8;

31.Verificarea la deformaţii de încovoiere (rigiditate flexională):

Săgeata maximă:

[mm];

[mm];

[mm];

Rotirea din lagăre:

[rad];

[rad];

Rotirea din lagărul I :

[rad];

[rad];

[rad];

Rotirea din lagărul II :

[rad];

31

Shaft Component Generator (Version: 2013 (Build 170138000, 138))

08.01.2013

Project Info

Calculation

Material

Material User material


Modulus of Rigidity G 80000 MPa

Density ρ 7860 kg/m^3

Calculation Properties

Include

No Density ρ 7860 kg/m^3

No Shear Displacement Ratio β 1,188 ul

Number of Divisions 1000 ul

Mode of reduced stress HMH

Loads

Ind

ex

Lo

cati

on

Radial

ForceBending Moment

Continuo

us Load

Axial

Force

Torqu

eDeflection

Deflectio

n Angle

Y XSiz

e

Directi

onY X

Siz

e

Dir

ect

ion

Y XSiz

e

Direc

tionLength Y X Size Direction

1 10

8

55

9,0

55

9,0

-

0,2

0,273

microm

180,00 deg 0,00

32

m

m

00

N

00

N

73

mic

ro

m

Supports

Index Type Location

Reaction Force

Yielding Type

DeflectionDeflection

AngleY X Size DirectionAxial

ForceY X Size Direction

1 Free 68 mm295,941

N

295,941

NUser

0,000

microm

0,000

microm0,00 deg

2 Free 153 mm263,059

N

263,059

NUser

0,000

microm

0,000

microm0,00 deg

Results

Length L 163,000 mm

Mass Mass 1,290 kg

Maximal Bending Stress σB 1,884 MPa

Maximal Shear Stress τS 0,308 MPa

Maximal Torsional Stress τ 0,000 MPa

Maximal Tension Stress σT 0,000 MPa

Maximal Reduced Stress σred 1,928 MPa

Maximal Deflection fmax 0,699 microm

Angle of Twist φ 0,00 deg

33

Preview

Shear Force

Shear Force, YZ Plane

34

Shear Force, XZ Plane

Bending Moment

Bending Moment, YZ Plane

35

Bending Moment, XZ Plane

Deflection Angle

Deflection Angle, YZ Plane

36

Deflection Angle, XZ Plane

Deflection

Deflection, YZ Plane

37

Deflection, XZ Plane

Bending Stress

Bending Stress, YZ Plane

38

Bending Stress, XZ Plane

Shear Stress

Shear Stress, YZ Plane

39

Shear Stress, XZ Plane

Torsional Stress

Tension Stress

40

Reduced Stress

Ideal Diameter

Summary of Messages

19:01:46 Calculation: Calculated.

2.8.2. Calculul arborelui de iesire

1.Calculul de predimensionare:

Calculul de predimensionare se face din condiţia de torsiune: [Nmm];

;

41

[mm];

2.Calculul la solicitări compuse:

Solicitările compuse se referă la solicitarea de încovoiere cu răsucire.

Se ştie:

- diametrul cercului de rulare la roata 1 dW1=87 [mm];

- unghiul de rulare w=0,39 ;

- unghiul de frecare =00;

3.Forţa periferică:

[N];

4.Forţa radială:

[N];

5.Determinarea reacţiunilor:

- din planul orizontal:

[N];

[N];

- din planul vertical:

[N];

[N];

6.Încărcarea rezultantă pe lagăre:

[N];

[N];

42

7.Momentul încovoietor maxim din H:

MimaxH=l1HI=1601067=161200[Nmm];

8.Momentul încovoietor maxim din V:

MimaxV=l1VI=1602427=387000[Nmm];

9.Momentul încovoietor maxim rezultant:

[Nmm];

10.Determinarea mărimii momentului echivalent:

[Nmm];

- este raportul dintre rezistenţele admisibile la încovoiere pentru ciclul alternant simetric şi una din

rezistenţele admisibile aiI, aiII, aiIII corespunzătoare modului de rotaţie a momentului de torsiune (static ,

pulsant , alternant simetric ).

;

Conform teoriei a III-a de rezistenţă =1:

[Nmm];

a=40 [N/mm2];

[mm];

43

Se stabileşte forma constructivă a arborelui pe baza dimensiunilor calculate în etapa anterioară ,

ţinând seama de : organele de maşini care montează pe arbore, de considerente tehnologice şi de

standardizare. Dimensiunile finale ale arborilor vor vi stabilite după determinarea lungimii butucilor şi a

lăţimii rulmenţilor.

După acestea se face o verificare la oboseală în secţiunea considerată cea mai periculoasă care este

1-1. Verificarea la oboseală la solicitări simple presupune determinarea coeficienţilor de siguranţă nominali

(efectivi ) „c” pe baza comportării la oboseală a materialelor şi compararea lor cu coeficienţi de siguranţă

admişi. În aceste calcule stările de tensiune din piese trebuie raportate la rezistenţele la oboseală ale pieselor

reale.

11.Calculul momentelor încovoietoare din secţiunea periculoasă:

MiH=HII22=276922=49850[Nmm];

MiV=VII22=652422=117400[Nmm];

12.Momentul încovoietor rezultant:

[Nmm];

13.Solicitarea de încovoiere este produsă de un ciclu alternant simetric:

[N/mm2];

14.Tensiunea medie:

44

;

15.Amplitudinea:

[N/mm2];

16.Coeficientul de asimetrie:

;

17.Solicitarea de torsiune este produsă printr-un ciclu alternant pozitiv:

[N/mm2];

[N/mm2];

18.Tensiunea medie:

[N/mm2];

19.Amplitudinea:

[N/mm2];

20.Coeficientul de asimetrie R=0;

21.Se determină după metoda SERENSEN coeficientul de siguranţă pentru solicitările de încovoiere şi

coeficientul de siguranţă pentru solicitările de torsiune:

; ;

22.Coeficienţii de material:

;

;

23.Coeficientul de siguranţă pentru solicitările compuse:

;

24.Caracteristicile mecanice ale materialului OLC45 :

- rezistenţa la oboseală din încovoiere:



- limita de curgere r=637,64 [N/mm2] , c=372,78 [N/mm2] conform STAS 880-66

- rezistenţa la oboseală din răsucire:

45



25.Coeficienţii care ţin seama de concentratori de tensiune şi dimensionali şi de starea suprafeţei:

26.Din diagramele corespunzătoare solicitării rezultă:

k=1,7; k=1,3;

27.Coeficienţii dimensionali pentru solicitarea normală respectiv tangenţială:

=0,65; =0,6;

28.Coeficientul care ţine cont de calitatea suprafeţei şi de tratamentul termic aplicat arborilor:

===12=2,4;

29.Coeficientul de calitate a suprafeţei: 1=1 , pentru Ra=1,6;

30.Coeficientul dependent de tratamentul termic aplicat stratului superficial 2=2,4;

;

;

> ca=1,51,8;

31.Verificarea la deformaţii de încovoiere (rigiditate flexională):

Săgeata maximă:

[mm];

[mm];

[mm];

46

Rotirea din lagăre:

[rad];

[rad];

Rotirea din lagărul I :

[rad];

[rad];

[rad];

Rotirea din lagărul II :

[rad];

Shaft Component Generator (Version: 2013 (Build 170138000, 138))

08.01.2013

Project Info

Calculation

Material

Material User material


Modulus of Rigidity G 80000 MPa

Density ρ 7860 kg/m^3

47

Calculation Properties

Include

No Density ρ 7860 kg/m^3

No Shear Displacement Ratio β 1,188 ul

Number of Divisions 1000 ul

Mode of reduced stress HMH

Loads

Inde

x

Loca

tion

Radial ForceBending

MomentContinuous Load

Axia

l

Forc

e

Torqu

e

Deflection Deflecti

on

AngleY X SizeDire

ctionYX

Siz

e

Dire

ctionYX

Siz

e

Dire

ction

Lengt

hY X Size

Directi

on

150

mm

559,

000

N

559,

000

N

-3,169

micro

m

3,169

micro

m

180,00

deg0,00 deg

Supports

Index Type Location

Reaction Force

Yielding Type

Deflection Deflec

tion

AngleY X Size Direction

Axial

ForceY X Size Direction

1 Free 10 mm295,941

N

295,941

N

0,011

microm/N

Deep

Groove

Ball

Bearings

-3,282

microm

3,282

microm

180,00

deg

0,00

deg

2 Free 95 mm263,059

N

263,059

N

0,011

microm/N

Deep

Groove

Ball

Bearings

-2,796

microm

2,796

microm

180,00

deg

0,00

deg

Results

48

Length L 165,000 mm

Mass Mass 1,777 kg

Maximal Bending Stress σB 0,965 MPa

Maximal Shear Stress τS 0,236 MPa

Maximal Torsional Stress τ 0,000 MPa

Maximal Tension Stress σT 0,000 MPa

Maximal Reduced Stress σred 0,999 MPa

Maximal Deflection fmax 3,294 microm

Angle of Twist φ 0,00 deg

Preview

Shear Force

49

Shear Force, YZ Plane

Shear Force, XZ Plane

50

Bending Moment

Bending Moment, YZ Plane

51

Bending Moment, XZ Plane

Deflection Angle

52

Deflection Angle, YZ Plane

Deflection Angle, XZ Plane

53

Deflection

Deflection, YZ Plane

54

Deflection, XZ Plane

Bending Stress

55

Bending Stress, YZ Plane

Bending Stress, XZ Plane

56

Shear Stress

Shear Stress, YZ Plane

57

Shear Stress, XZ Plane

Torsional Stress

58

Tension Stress

Reduced Stress

59

Ideal Diameter

Summary of Messages

18:54:41 Calculation: Calculated.

60

Alegerea lagărelor cu rulmenţi

În construcţia reductoarelor sunt foarte răspândite lagărele cu rulmenţi. Rulmenţii fiind tipizaţi,

alegerea lor se face după standarde şi cataloagele fabricilor producătoare pe baza diametrului fusului

arborelui pe care se montează, a sarcinilor de pe lagăr şi a duratei de exploatare alese iniţial.

Pentru alegerea lagărelor cu rulmenţi trebuie să se efectueze următoarele:

- să se întocmească schema cinematică funcţională cu indicarea mărimii direcţiei, sensului şi

locul de aplicare a forţelor;

- să se stabilească reacţiunile ce apar în reazeme;

- să se stabilească cel mai potrivit tip de rulment în funcţie de mărimea direcţia şi sensul

reacţiunilor, de construcţia ansamblului, de turaţie, de condiţii de exploatare şi montaj;

- să se determine mărimea rulmentului pe baza solicitării, a durabilităţii şi a turaţiei limită;

- să se pună la punct în concordanţă a tipului de rulment ales cu construcţia ansamblului şi

tehnologia de execuţie a lui;

- să se stabilească clasa de precizie a rulmenţilor şi a jocurilor funcţie de condiţiile de

exploatare ( precizie , vibraţii);

- stabilirea tipului ajustajului între inelele rulmentului şi arbori respectiv carcasă funcţie de

modul de fixare a rulmentului, a mărimii şi direcţiei sarcinilor şi clasa de precizie;

- stabilirea felului ungerii şi a sistemului de etanşare funcţie de turaţie, de mediul înconjurător

de temperatură, de destinaţie;

- definitivarea soluţiei constructive cu luarea în considerare a necesităţii asigurării rigidităţii

corespunzătoare şi a rezistenţei pieselor în contact cu rulmenţii, a realizării coaxialităţilor

locului de aşezare a rulmenţilor;

- o montare şi demontare uşoară şi a asigurării eliminării căldurii;

1.Alegerea rulmenţilor pentru arborele de intrare :

Date de proiectare:

- forţa radială care acţionează în mijlocul lagărului FR=FrII=467[N];

- forţa tangenţială FP=1138[N];

- forţa axială Fa=0[N];

- momentul de torsiune Mt=M1=41778[Nmm];

- coeficientul de frecare =0,0015;

61

2.Alegerea rulmenţilor :

Se face în funcţie de durabilitatea maximă a rulmenţilor:

; ;

unde :

L10 – durabilitatea [milioane de rotaţii];

C – capacitatea de încărcare dinamică a rulmentului, [daN];

Pm – sarcina dinamică echivalentă, [daN];

p – coeficient care este : 3 pentru rulmenţi cu bile ;

3,3 pentru rulmenţi cu role;

, [daN];

Lh – durabilitatea [ore];

Durabilitatea impusă este de Lh=9000[ore];

;

unde :

V – coeficient care ţine seama de inelul care se roteşte; V=1, pentru inel interior rotitor;

X şi Y – coeficienţi care depind de raportul , şi de tipul rulmentului;

Având în vedere că Fa=0, Pm=Fr=467 [N];

3.Capacitatea de încărcare dinamică este:

, [daN];

Se poate alege rulmentul cu simbolul 6008 care are :

4.Durabilitatea : [milioane de rotaţii];

2.Alegerea rulmenţilor pentru arborele de iesire:

Date de proiectare:

- forţa radială care acţionează în mijlocul lagărului FR=FrII=159871[N];

- forţa tangenţială FP=467[N];

- forţa axială Fa=1138[N];

- momentul de torsiune Mt=M2=159871[Nmm];

- coeficientul de frecare =0,0015;

62

6.Alegerea rulmenţilor :

Se face în funcţie de durabilitatea maximă a rulmenţilor:

; ;

unde :

L10 – durabilitatea [milioane de rotaţii];

C – capacitatea de încărcare dinamică a rulmentului, [daN];

Pm – sarcina dinamică echivalentă, [daN];

p – coeficient care este : 3 pentru rulmenţi cu bile ;

3,3 pentru rulmenţi cu role;

, [daN];

Lh – durabilitatea [ore];

Durabilitatea impusă este de Lh=9000[ore];

;

unde :

V – coeficient care ţine seama de inelul care se roteşte; V=1, pentru inel interior rotitor;

X şi Y – coeficienţi care depind de raportul , şi de tipul rulmentului;

Conform STAS 7160-65 X=1; Y=0;

Deci Pm=Fr=159871[N];

7.Capacitatea de încărcare dinamică este:

, [daN];

Se poate alege rulmentul cu simbolul 6007 .

e – se determină din raportul ; i – numărul de lagăre;

8.Durabilitatea : [milioane de rotaţii];

.Etanşarea rulmenţilor63

Condiţiile impuse unei etanşări eficiente sunt:

- să reziste în timp la regimul de funcţionare (temperatură, viteză medie, presiune);

- să aibă durată de funcţionare maximă;

- construcţie simplă cu montare şi demontare uşoară;

- să fie frecarea în etanşare cât mai redusă;

La reductor etanşarea se rezolvă cu garnituri de etanşare, manşetă de rotaţie conform STAS 5907.

Condiţii de folosire a manşetelor de rotaţie:

- diferenţa de presiune dintre cele două medii să fie mai mic 0,5 [bar];

- viteza periferică maximă a arborelui să fie sub 10 [m/s];

- rugozitatea fusului să fie Ra=1,6 m pentru diametre între 40 până la 300 [mm];

Ra=0,2 m pentru diametre mici şi viteze periferice mari;

- la viteze mai mari de 4 [m/s], este obligatoriu ca suprafaţa să fie călită şi cromată;

- montarea manşetelor se va face cu respectarea STAS 7950 şi a indicaţiilor producătorului;

Calculul asamblărilor cu pene

Calculul lungimii penei pentru arborele de ieşire se determină din condiţia presiunii de contact

admisibile. Materialul penei se alege un OLC45 cu as=70[N/mm2];

1.Date de proiect:

- M2=159871 [Nmm];

- diametrul arborelui pe care se montează pana d=50[mm];

- tensiunea admisibilă la forfecare af=0,8a=0,840=32[N/mm2];

Conform STAS 1004-71 pentru d=50[mm], corespunde o pană cu: b=14[mm], h=12[mm]; l=32…

180[mm];

2.Lungimea de calcul al penei:

[mm]; se adoptă conf. aceluiaş STAS lungimea l=36[mm];

3.Verificarea la forfecare:

[N/mm2];

64

Se va utiliza o pană paralelă A 12x14x36 STAS 1004-71.

Calculul lungimii penei pentru arborele de intrare se determină din condiţia presiunii de contact

admisibile. Materialul penei se alege un OLC45 cu as=70[N/mm2];

4.Date de proiect:

- M1=41788[Nmm];

- diametrul arborelui pe care se montează pana d=40[mm];

- tensiunea admisibilă la forfecare af=0,8a=0,840=32[N/mm2];

Conform STAS 1004-71 pentru d=80[mm], corespunde o pană cu: b=12[mm], h=10[mm]; l=30…

120[mm];

5. Lungimea de calcul al penei:

[mm]; se adoptă conf. aceluiaş STAS lungimea l=36[mm];

6.Verificarea la forfecare:

[N/mm2];

Se va utiliza o pană paralelă A 10x12x36 STAS 1004-71.

Calculul termic al angrenajelor şi ungerea reductorului

Deoarece funcţionarea angrenajelor are loc cu frecări o parte din puterea transmisă se disipează şi ca

urmare provoacă încălzirea angrenajului. Considerând că întreaga căldură este obţinută din puterea pierdută

prin disipare cantitatea de căldură degajată din angrenaj este:

;

[Kcal/h];

unde: Pn- puterea pe arborele motor [KW];

- randamentul total al angrenajului;

1.Cantitatea de căldură degajată într-o oră prin carcasă:

;

- coeficient de transmitere al căldurii

= 7…9 [Kcal/m2grad], pentru circulaţie slabă a aerului;

65

= 12…15 [Kcal/m2grad], pentru circulaţie bună a aerului;

= 18…24 [Kcal/m2grad], pentru răcire cu ventilatorul;

t şi t0 -temperatura finală şi iniţială; t0=200C, iar t=600C…700C.

[m2];

S –suprafaţa [m2];

2.Suprafaţa estimată din calculele preliminare este:

[mm2];

care este de fapt 0,9582 [m2]; Deci nu sunt necesare modificări de distanţe axiale.

3.Pentru o răcire suplimentară se procedează astfel:

- se introduc nervuri şi aripioare de răcire

- se folosesc ventilatoare

- se utilizează circuit forţat de răcire prin exterior

4.Ungerea reductoarelor:

- ungere cu grafit sau bisulfură de molibden la viteze până la 0,4 [m/s];

- ungere cu unsoare consistentă la viteze până la 0,8 [m/s]

- ungere cu unsoare sau ulei la viteze între 0,8…4 [m/s];

- ungere cu uleiuri minerale sau sintetice la viteza mai mari de 4 [m/s];

Alegem tipul de ulei mineral rafinat cu aditivi moderaţi TIN 82 EP.

5.Alegerea sistemului de ungere:

Se face ungerea prin imersiune (barbotare). Adâncimea de scufundare este minim 1 modul sau 10

[mm] şi maxim 6 module la treapta rapidă. La angrenajul melcat cu melcul dedesupt nivelul uleiului trebuie

să ajungă la corpurile de rulare a rulmenţilor.

6.Cantitatea de ulei din baie 0,35…0,7 l pentru fiecare KW transmis. Deci se utilizează aproximativ

2,5 l de ulei.

7. Perioada de schimbare a uleiului între 2500 şi 3000 ore.

La ungerea cu circulaţie forţată a uleiului pentru viteze sub 20 [m/s], timpul de recirculaţie a uleiului

este de 0,5…2,5 minute, când uleiul este pompat din baia de ulei şi de 4 până la 30 minute când există un,

circuit exterior de răcire.

66

Bibliografie

1. MUSAT, M. , Transmisii mecanice cu reductoare intr-o treapta, Bucureşti, Editura Tehnică 2004

2. ANTAL, A. , Elemente privind proiectarea angrenajelor. Cluj-Napoca, Editura ICPIAF, 1998

3. ANTAL, A. , Îndrumar de proiectare pentru reductoare. Universitatea Cluj-Napoca , 1994

4. BUZDUGAN, Gh. , ş.a. Rezistenţa materialelor. Bucureşti, Editura tehnică, 1980

5. CHIŞIU, A. , ş.a. Organe de maşini. Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică, 1981

6. CRUDU, I. , ş.a. Atlas de reductoare cu roţi dinţate. Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică,

1981

7. DRĂGHICI, I. , ş.a. Organe de maşini. Culegere de probleme. Bucureşti, Editura Didactică şi

Pedagogică,1980

8. GAFIŢANU, M. , ş.a. Organe de maşini, vol. I şi II . Bucureşti, Editura Tehnică, 1982,1983

67

reductor cilindric

Documents

hler curve

shaft component

momentul ncovoietor

rotirea din

rotirea din

date de proiectare

momentului

coeficientul