reductor orizontal cu o singura treapta

UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV

FACULTATEA DESIGN DE PRODUS SI MEDIU

Organe de masini II

Proiect

Reductor orizontal cu o singura treapta

CUPRINS

DATE DE PROECTARE:

Reductor cilindric cu o treapta cu axele in plan orizontal

Puterea motorului electric: Pm = 7.5 KW

Turatia motorului electric: n = 1435 rot/min

Raportul de transmitere al transmisiei prin curea: ic = 1.13

Raportul de transmitere al reductorului: ir = 3.55

Durata de functionare impusa: Lh = 9200 ore

1. Alegerea motorului electric (simbol, schita, dimensiuni principale date tabelar)

Se alege: motor electric asincron tip A.S.I. 132L-38-4 cu caracteristicile prezentate in tabelul 1, tabelul 2 si figura 1.

Tabelul 1

Tipul motorului P

ute

rea

Tura

tia

Curentul nominal la 380 V

Randa- mentul

h cosϕ Ip/In

Mp/M

n

Mm

ax/M

n

G*D2 Masa neta

[kW] [rot/min] [A] [%] [kgf*m2] [kg]

ASI 132L –

38 - 4 7.5 1435 15.88 85.5 0.84 6.5 2 2.2 0.147 72

Fig. 1 Cotele de gabarit ale motorului asincron

Tabelul 2

2. Intocmirea schemei structurale a transmisiei

2.1. Transmisie cu reductorul orizontal

Fig. 2 Schema structurala a transmisiei

Gabarit A AA AB AC B BB D E H HD K L

180L-48 216 62 278 275 178 230 38 80 132 305 10 490

I – Arborele de intrare II – Arborele de iesire 1 – pinion 2 – roata dintata ir – raport de transmitere al reductorului ic – raport de transmitere al transmisiei cu curele

2.2. Determinarea momentelor de torsiune si a turatiilor pe fiecare arbore

2.2.1. Determinarea momentului de torsiune la arborele motorului

mm][N 891,499121435

5.71055.91055.9 66

n

PT

2.2.2. Determinarea momentului de torsiune si a turatiei la arborele de intrare

mm][N 566.5640113.1891,49912 cmI iTT

[rot/min] 91.126933.1

1435

c

Ii

nn

2.2.3. Determinarea momentului de torsiune si a turatiei la arborele de iesire

mm][N 562.20022555.3566.56401 rIII iTT

[rot/min] 769.36055.3

91.1269

r

III

i

nn

3. Calculul angrenajului

3.1. Predimensionarea angrenajului

3.1.1. Turatia pinionului

[rot/min] 12691 n

3.1.2. Momentul de torsiune la pinionul angrenajului

m][N 566.640151 T

3.1.3. Raportul de angrenare udat

55.3 rdat iu

3.1.4. Durata minima de functionare a angrenajului

[h] 9200hL

3.1.5. Conditiile de functionare a angrenajului

Masina motoare: motor electric asincron

Masina antrenata: transportor cu banda incarcat neuniform

Caracterul sarcinii al masinii antrenate: cu socuri moderate

Factorul regimului de functionare KA= 1.25

3.1.6. Ciclurile de solicitare a dintilor

Solicitarea de contact: ciclu pulsator

Solicitarea de incovoiere: ciclu pulsator

3.1.7. Numarul de cicluri de solicitare al flancului dintelui, la o rotatie completa, χ1 pentru pinion, respectiv χ2 pentru roata condusa

12,1

3.1.8. Profilul cremalierei de referinta

Pentru dantura inclinata:

.mm 38.0 ; mm 25.0c ; mm 1h ; 20 *

fn

*

n

*

an n

3.2. Alegerea otelurilor, tratamentelor aplicate si tensiunilor limita

3.2.1. Alegerea otelurilor celor 2 roti, a tratamentelor si a duritatilor obtinute

Se alege otelul aliat de cemetare 21MoMnCr12 pentru constructia pinionului si a rotii, cu caracteristiciile prezentate in tabelul 3. Tabelul 3

Marca otelului

s Duritatea Limita de curgere Limita la rupere

[mm] Flancului

[HRC] Miezului

[HB] σ02 [MPa] σr [MPa]

21MoMnCr12 15

≥58...60

Se considera: 60 HRC

300…400 Se

considera: 350 HB

590

≥830…1180

Se considera: 1000 Mpa

3.2.2. Tensiunile limita, σHlim1,2 la solicitarea de contact si σFlim1,2 la solicitarea de incovoiere in [MPa]

σHlim1,2 si σFlim1,2 se aleg din anexa A3:

σHlim1,2 = 1500 [MPa] σFlim1,2 = 800 [MPa]

3.3. Calculul de predimensionare

3.3.1. Numarul de dinti z1 ai pinionului si z2 ai rotii conduse

cos1

2max1

datn

w

um

az

aw=40…50

nm

aw = 75 … 100, pentru roti cementate si calite

Se adopta aw/mn = 45

β=6º…14º, pentru roti cementate

Se adopta β=10º

dinti479.1910cos*155.3

2*45cos

1

2max1

datn

w

um

az

Se adopta z1=z1max=19 dinti

z1=19 dinti

dinti150.6955.31912 datuzz

Se adopta z2 = 70 dinti

3.3.2. Raportul real de angrenare u

uz

zu

dat1

2

u

u-1 ;

;68.319

70

1

2 z

zu

03.003.03.55

3,68-1

u

u-1

dat

u

Δu = 0.03, pentru transmisiile mecanice industriale se recomanda incadrarea in aceasta abatere si a raportului de transmitere global

3.3.3. Factori pentru calculul la contact

3.3.3.1. Factorul de elasticitate a materialelor rotilor ZE, ][ MPA

]MPa[ 9.189

10*06.2

3.01

10*06.2

3.0114.3

1

11*

1

5

2

1

5

2

1

2

2

2

1

2

1

EE

Z E

Pentru oteluri laminate cu ν1 = ν2 = 0.3 si E1 = E2 = 2.06*105 [MPa]

ZE = 188.89 ][ MPA

3.3.3.2. Factorul zonei de contact ZH

471.210cos*49.2cos*49.2 bHZ

3.3.3.3. Factorul gradului de acoperire Zε

845.04.1

11

Z

=1.4 pentru danturi inclinate

88,0*

sin**

*

sin*

n

wa

n m

a

m

bZ

3.3.3.4. Factorul inclinarii danturii Zβ

992.0 10coscos Z

3.3.4. Factorii pentru calculul la incovoiere

3.3.4.1. Numerele de dinti ai rotilor echivalente zn1,2

3

2,1

2,1cos

zzn

Pentru pinion: dinti 892.1910cos

19

cos 313

1

1

nn

zz

Pentru roata: dinti 289.7310cos

70

cos 313

2

2

nn

zz

3.3.4.2. Coeficientii deplasarii de profil in plan normal xn1,2

33.0)1930(*03.0)130(03.021 zxx nn

3.3.4.3. Factorii de forma a dintilor YFa1,2

Se aleg din anexa A4:

339,0 ; 3.9734; 111 FannFaFa YxzYY

54.239.0 ; 50.255; 222 FannFaFa YxzYY

3.3.4.4. Factorii de corectie a tensiunii la baza dintilor YSa1,2

Se aleg din anexa A5:

9.139,0 ; 3.9734; 111 SannSaSa YxzYY

97.139.0 ; 50.255; 222 SannSaSa YxzYY

3.3.4.5. Factorul gradului de acoperire Yε

785.02cos*75.0

25.0

Y

=1.4 v.p. 3.3.3

71.0Y

3.3.4.6. Factorul inclinarii danturii Yβ

916.0120

101

1201

Y

3.3.5. Factorii de corectie a sarcinii

3.3.5.1. Factorul regimului de functionare KA

35.1AK

3.3.5.2. Factorul regimului dinamic Kv

Factorul dinamic Kν

10.1...05.1K

Se adopta K 1.10

3.3.5.3. Factorii de repartizare neuniforma a sarcinii pe latimea danturii, KHβ pentru solicitarea de contact si KFβ pentru solicitarea de incovoiere

pentru oteluri cementate,calite superficial sau niturate

7,1...25,1K 75,1...3,1 F HK

Se adopta 7,1K 5,1 F HK

3.3.5.4. Factorii de repartizare neuniforma a sarcinii in plan frontal, KHα pentru solicitarea de contact si KFα pentru solicitarea de incovoiere

Pentru dantura inclinata:

443.110cos

4,1

cos 22

FH KK

4.1443.1 FK

3.3.6. Rezistente admisibile, σHP1,2 pentru solicitarea de contact si σFP1,2 pentru solicitarea de incovoiere, in [MPa]

Se determina conform specificatiilor din tabelul 9.3, pct. 11 si respectiv 2 si 2.1

Rezistente admisibile pentru solicitarea de contact

xwRL

H

NH

HP ZZZZZS

Z

min

2,12,1lim

2,1

21 ; min HPHPHP

Factori pentru calculul de predimensionare

ZL – Factorul de lubrifiere

Zν – Factorul de viteza

ZR – Factorul de rugozitate a flancurilor active

Se adopta: ZL* Zν* ZR=1 pentru roti dintate rectificate sau severuite cu Ra <=0.4μm

Zw- Factorul cuplului de materiale

Se adopta: Zw=1

ZX- Factorul de marime

ZX=1

ZN1,2- Factori de durabilitate la solicitarea de contact, ZN1 pentru pinion si ZN2 pentru roata condusa

Se determina din anexa A10 in functie de:

pinionpentru - 10*990.7001200991.126960***60 6

111 hL LnN

condusa roatapentru - 10*1991441*9200*360.769*60***60 6

222 hL LnN

11 NZ

08.12 NZ

Coeficientul minim de siguranta SHmin

Se adopta SHmin = 1.15

[MPa] 12861*05.1*94.0*9.0*11.1*15.1

1*1500*****

*

min

11lim

1 xwRL

H

NH

HP ZZZZZS

Z

[MPa] 13121*05.1*94.0*9.0*11.1*15.1

02.1*1500*****

*

min

22lim

2 xwRL

H

NH

HP ZZZZZS

Z

Se adopta: [MPa] 12861312 ; 1286min ; min 21 HPHPHP

Rezistente admisibile pentru solicitarea de incovoiere

xR

F

NSTF

FP YYYS

YY***

**2,12,1

min

2,12,1lim

2,1

Factori pentru calculul de predimensionare

Factorul de corectie a tensiunii de incovoiere la roata etalon de incercat YST

0.2STY

Factorul relativ de sensibilitate la concentratorul de tensiuni de la piciorul dintelui, Yδ1 pentru

pinion si Yδ2 pentru roata condusa

99.01 Y 12 Y

Factorul relativ al rugozitatii zonei de racordare de la piciorul dintelui, YR1 pentru pinion si YR2

pentru roata condusa

mYR 2.3R dintelui a racordare de zonei arugozitatepentru - 1 a2,1

Factorul de marime Yx

1xY

Coeficientul minim de siguranta SFmin

Se adopta 5.1min FS pentru transmisii industriale obisnuite

Factorii de durabilitate la solicitarea de incovoirere, YN1 pentru pinion si YN2 pentru roata condusa

Se determina din anexa A10

12,1 NY

Daca:

1Y nelimitata durata pe

solicitare de domeniulin zafunctionea angrenajul N

N

L

rezultaNBF

:rezulta 10*310*11.4 68 BFL NN

12,1 NY

[MPa] 627 0.98*1*800*0,8 y*y**8,0 1N11lim1 FFP

[MPa] 640 1*1*800*0,8 y*y**8,0 2N22lim2 FFP

3.3.7. Distanta dintre axe la predimensionare

3.3.7.1. Coeficientii de latime ψa, ψd

ψa 0.35…0.45

Se adopta ψa =0.3

91.04.0*2

155.3*

2

1

ad

u

3.3.7.2. Distanta dintre axe din conditia de rezistenta la solicitarea de contact awH, [mm]

32

2

1****

***2

*****1

ZZZZ

u

KKKKTua HE

HPa

HHA

wH

[mm] 081.97992.0*89.0*54.2*9,188*1286*68.3*3.0*2

443.1*10.1*5.1*35.1*566.56401*155.3 3

2

2

awH=97.081 [mm]

3.3.7.3. Distanta dintre axe din conditia de rezistenta la solicitarea de incovoiere awF, [mm]

3

2

11 ********

cos**2

1**

FP

SaFa

FFA

a

wF

YYYYKKKK

uzTa

Unde:

00909.0*

00781.0;0090.0max

640

97.1*54.2;

627

9.1*3max

*;

*max

*

1

11

2

22

1

11

FP

SaFa

FP

SaFa

FP

SaFa

FP

SaFa

YY

YYYYYY

mm

YYYYKKKK

S

uzT

aFP

SaFa

FFvA

awF

910.9500909.0*93.0*81.0*44.1*7.1*06.1*25.1*10cos*3.0*2

)155.3(*19*566.56401

********

cos**2

1**

3

2

31

11

2

11

4. Schema cinematica a reductorului

4.1. Calculul de predimensionare al arborilor

Arborii reductorului sunt supuşi la torsiune şi încovoiere. În această fază a proiectării, încovoierea nu poate

fi luată în calcul datorită necunoaşterii forţelor ce încarcă arborii şi nici a distanţelor dintre reazeme şi

dintre forţe şi reazeme.

Relaţia de predimensionare este:

Pentru arborele de intrare:

mmatpi

Td 758.26

15*14.3

566.56401*16

2,1*

2,1*1633

1

302

151

at

at

Se adopta: d1 = 27 mm

Pentru arborele de iesire:

mmatpi

Td 298.32

30*14.3

562.200225*16

2,1*

2,1*1633

1

Se adopta d2 = 32 mm

4.2. Alegerea rulmentilor

Nr. Ctr. d D B Cr Cor Simbol

Arbore interior

30 62 16 19.5kN 11.3 6206

Arbore exterior

35 72 17 25.7kN 15.4 6207

5. Calculul fortelor din angrenaje

5.1. Calculul marimii fortelor

Forta tangentiala Ft

1

12

w

td

TF

[N] 598076.258267816.43

566.5640122

1

1

21

w

ttd

TFF

Forta radiala Fr

wn

w

t

wntnr tgF

tgFF

cos

[N] 3980.10029288.20*10cos

5980.2582

cos

1

21

tgtgF

tgFFF wn

t

wntnrr

αwn=20.9188º

βw=β=10º

Forta axiala Fa

[N] 381.45510*5980.2582*121 tgtgFFF taa

βw=β=10º

5.2. Stabilirea sensului fortelor pe reductorul orizontal

6. Calculul arborilor

6.1 Stabilirea schemelor de incarcare cu forte ale arborilor, in cele 2 plane orizontal si vertical

Arborele de intrare

Fig. 4 Schema de incarcare cu forte in plan orizontal

Fig. 7

Schema de incarcare cu forte in plan vertical

Arborele de iesire


Fig. 9 Schema de incarcare cu forte in plan vertical

6.2. Alegerea montajului cu rulmenti pentru arborele de intrare

Din catalogul de rulmenti, pentru diametrul fusului arborelui de intrare d= Ø 25 [mm], se alege montaj cu rulmenti radiali cu dimensiunile prezentate mai jos: .

Fig.6 Dimensiunile rulmentului Tabelul 5

Seria d D B C T a Cr

e Y Y0 [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [kN]

I 6206 30 62 16 14 17.25 14 19.5 0.37 1.6 0.9

II 6207 35 72 17 15 18.25 15 25.7 0.37 1.6 0.9

8 . Determinarea reactiunilor din lagare pentru cele 2 plane [H] si [V] ale arborelui de intrare


02

*2

**H ;0 1

1

1B l

Fd

FlM r

w

aAH

[N] 7.38642

1*

2

47.49*9.1081

2

48*7.1872

1*

2*

2*H 1

11B

l

dF

lF w

ar

[N] 7.386BH

02

*2

**H ;0 1

11A w

arBH

dF

lFlM

[N] 49.36942

1*

2

47.49*9.1081

2

42*1872

1*

2*

2*H 1

11A

l

dF

lF w

ar

[N] 49.369AH

Fig. 8 Schema de incarcare cu forte in plan vertical

0*2

*F ;0 t1 lVl

M BAV

[N] 5.290842

1*

2

42*5090

1*

2*F t1

l

lVB

[N] 5.9082BV

02

*F* ;0 t1 l

lVM ABV

AV [N] 5.9082BV

[N] 2908.5AV

Determinarea reactiunilor din cele 2 lagare:

[N] 74.84595.290842.369 2222 AAA VHR

[N] 74.8459AR

[N] 75.84595.290870.386 2222 BBB VHR

[N] 75.4598BR

Trasarea diagramelor de moment incovoietor in cele 2 plane [H] si [V]

Fig. 9 Diagrama de moment incovoietor in plan orizontal

mm][N 0 AM

mm][N914.152

81.45*9.1081

2

42*49.369

2*

2* 1

11 w

aAdr

dF

lHM

mm]*[N 272.322

81.45*49.369

2

42*7.187242*45.369

2*

2** 1

11 w

arAB

dF

lFlHM

mm]*[N 29.77592

42*49.369

2*1

lHM Ast

Fig. 10 Diagrama de moment incovoietor in plan vertical

mm][N 0 AM

mm]*[N 610682

422908

2*1

lVM A

mm][N 02

1 l

FlVM tAB

7.4. Verificarea arborelui de intrare la solicitari compuse

Compresiune data de Fa1

[MPa] 48.043

9.10814422

1

I

a

Cd

F

Torsiune

[MPa] 83.1343

566.564011616331

I

I

td

T

Incovoiere

[MPa] 66.2530

114401323233

I

I

id

T

8. Alegerea si verificarea asamblarilor cu pene paralele

8.1. Alegerea si verificarea asamblarii cu pene paralele pentru capatul de arbore de intrare

Asamblarea roţilor dinţate, a roţilor de curea şi a cuplajelor pe arbori se realizează de obicei cu ajutorul penelor paralele. Uneori se folosesc şi alte tipuri de asamblări (cu strângere proprie, prin caneluri, prin pene inclinate sau prin strângere pe con). De obicei, pinioanele au diametre apropiate de cele ale arborilor aşa încât ele se execută dintr-o bucată cu arborele; se alege această soluţie dacă diametrul de picior al roţii dinţate d f satisface condiţia d f ≤(1,4...1,5)da unde da - diametrul arborelui în dreptul roţii dinţate. După estimarea diametrului arborelui da în zona de asamblare prin pană paralelă se aleg din STAS 1004 – 81 dimensiunile b × h ale secţiunii penei. Se determină apoi lungimea necesară a penei şi se verifică pe baza solicitărilor la strivire şi forfecare:

Se adopta din STAS 1004 pana paralela cu urmatoarele dimensiuni:

b = 12 [mm] h = 8 [mm]

Stabilirea lungimii penei:

as

cI

I

s

lh

d

T

A

F

*2

*

*2

s =53< as

[mm] 1860825

566.56401*4

**

*4

asI

I

chd

Tl

Se adopta [MPa] 60as

[mm] 3716212 bll c

Se adopta din STAS 1004 Pana A8X7X28

Verificarea la forfecare a penei:

[MPa] 100[MPa] 26.857 21825

566.56401*2

**

*2af

cI

I

flbd

T

Fig. 11 Schema de calcul a asamblarii cu pana longitudinala Calculul capetelor de arbori

La intrare si la iesire Tabelul 6

Extras din STAS

d l b h

I 25 21 8 12

II 28 32 8 12

III 42 30 8 12

Fig. 12 Schema capatului de arbor

9. Verificarea montajelor cu rulmenti

9.1. Verificarea montajului cu rulmenti pentru arborele de intrare

Fig. 13 Schema de calcul a fortei axiale totale

Forta radial din lagarul A, FrA = RA = 8459.74N

Forta radial din algarul B, FrB = RB = 8459.75N

Stabilirea fortelor axiale suplimentare

[N] 2114.94 2

74.84595.05.0*

Y

FF rA

Aa

[N] 93.11422

74.84595.05.0*

Y

FF rB

Ba

Stabilirea fortelor axiale totale din lagare:

[N] 93.2114F [N] 319594.21141081 A*a* Baa FF

[N] 94.3195**** BaaAaBaaAaatA FFFFFFF

[N] 93.2114* BaatB FF

Lagarul A

Stabilirea zonei in care se gaseste incarcarea rulmentului:

37.037.074.8459

94.3195 e

F

F

rA

atA

Rulmentul se gaseste in zona a doua unde nu se poate neglija influenta fortei axiale asupra sarcinii dinamice echivalente.

Sarcina dinamica echivalenta

atArApA FYFXVfP ****

16.1pf

X = 0.4

[N] 1193994.3195*275.8459*4.0*1*16.1**** atArApA FYFXVfP

Durabilitatea rulmentului

rotatii] de [milioane 990.70010

920091.126960

10

6066

hI LnL

Seria d D B C T a Cr

e Y Y0 [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [kN]

I 6206 30 62 16 14 17.25 14 19.5 0.37 1.6 0.9

II 6207 35 72 17 15 18.25 15 25.7 0.37 1.6 0.9

Capacitatea dinamica de incarcare necesara

[N] 40351990.700*566.56401 33.3 p

ArnecesarA LPC

Pentru radial cu bile p=10/3 = 3.33

Durabilitatea asigurata de rulment

rotatii] de [milioane 850.6011939

4100033.3

p

A

r

P

CL

Durata de functionare asigurata

[ore] 940.800991.1269*60

850.60*10

*60

*10 66

I

hn

LL

10. Alegerea si justificarea sistemului de ungere si de etansare

Calculul vitezei periferice

[m/s] 61.2860000

17.125267.43

60000

11

ndw

Alegerea lubrifiantului pentru angrenaje se face ţinând seama de parametrii cinematici şi de

încărcare ai angrenajelor, de tipul acestora şi de caracteristicile materialelor din care sunt confecţionate. Pentru reductoarele cu mai multe trepte, lubrifiantul se alege pe baza regimului cinematic şi încărcării treptei care transmite cel mai mare moment.

Ungerea prin imersiune (barbotarea) se foloseşte pentru viteze sub 12 m/s. Pentru o ungere eficace trebuie să pătrundă roata in ulei. Adâncimea de scufundare este de minim un modul (10 mm) şi maxim şase module. Cantitatea de ulei din baie se va lua egală cu (0,35...0,7) litri pentru fiecare kilowatt transmis.

Pentru ungere se va folosi uleiul TIN 300 EP, cu vâscozitatea J50 = 270cSt .

Tabelul 7

Simbolul uleiului

Vîscozitatea cinematica la 500C ν50 (cSt)

Indice de viscozitate IV

Punct de congelare

( 0C )

Inflamabilitate ( 0C )

TIN 300 EP 230-300 70 0 255

Nivelul uleiului se va verifica cu joja iar dopul de aerisire va servi pentru eliminarea gazelor.

Perioada de schimb a uleiului este de 1000 - 5000 de ore de funcţionare ( în cazul în care angrenajul este etanşat şi uleiul este filtrat după fiecare 1500 de ore de funcţionare ). Pentru filtrare se pot folosi filtre magnetice. Se vor folosi lubrifianţi lichizi, pentru că faţă de cei consistenţi, au o serie de avantaje ca: stabilitatea fizico-chimică mai mare, posibilitatea utilizării la turaţii şi temperaturi ridicate, cât şi la temperaturi foarte joase, evacuarea mai uşoară a căldurii ce se produce în lagăr, rezistenţa mai mică opusă corpurilor de rostogolire. Ca dezavantaje se pot amintii: etanşarea dificilă a lagărului, pierderi prin scurgeri în timp. Cantitatea de unsoare necesară ungerii unui lagăr cu rulmenţi, în general depinde de turaţia arborelui. Intervalul de ungere se stabileşte de obicei pe baza de experienţă iar atunci când aceasta nu există se recomandă un control periodic la început pentru a stabili practic intervalele de ungere. Între capace şi carcasă se vor folosi ca elemente de etanşare garnituri, iar intre arbori şi carcasă se va folosi manşete.

Fig.14 Manseta de rotatie

Se aleg două manşete : A19x35 si A24x40 STAS 7950/2-80

Tabelul 8

Nr h D

I 7 30

II 7 26

11. Calculul transmisiei prin curele

Fig. 15 Schema de calcul a transmisiei prin curele

Date de intrare:

- Pe = 7.5 [kW] - n1 = 1269.91 [rot/min] - n2 = 360.769[rot/min] - Regimul de lucru al transmisiei KA = 1.35

Raportul de transmitere:

452.3769.360

91.1269

2

1 n

ni

Tipul curelei:

Se alege din STAS 1163 – 71 (fig. 5) curea trapezoidala TIP SPZ

Diametrul primitiv al rotii mici:

Se alege din STAS 1162 – 67 Dp1= 160 [mm] cu forma canalului de tip A.

Diametrul primitiv al rotii mari:

[mm] 8.18016013.112 pp DiD

Se alege din STAS 1162 – 67 Dp2 = 181 [mm]

Diametrul primitiv mediu al rotii de curea:

[mm] 5.1702

181160

2

21

pp

pm

DDD

Distanta dintre axe (preliminara)

2121 27.0 pppp DDADD

18116021811607.0 A

6827.238 A

Se adopta A = 350 [mm]

Unghiul dintre ramurile curelei:

01227.3

3502

160180arcsin2

2arcsin2

A

DD pp

Unghiul de infasurare la roata mica de curea:

000

1 72.17627.3180180

Unghiul de infasurare la roata mare de curea:

0000

1 27.18327.3180180

Lungimea primitiva a curelei:

A

DDDAL

pp

pmp

42

2

12

3504

)160181(5.1703502

2

pL

[mm] 685.1235pL

Se alege din STAS 1163 – 71 Lp = 1300[mm]: SPZ 1440

Distanta definitiva dintre axe (pentru β1 ≥ 110°):

qppA 2

[mm] 12.157)811(1600.393-13000.25)(393.025.0 21 ppp DDLp

][mm 125.55160)-(1810.125)(125.0 222

12 pp DDq

125.5512.15712.157 22 qppA

[mm] 69.0.314A

Viteza periferica a curelei:

[m/s] 63.1060000

1435160

60000

11

1

nDp

[m/s] 059.1260000

17.1252181

19100

* 22

2

nDp

Coeficientul de functionare:

Se alege din tab. 3 - STAS 1163 – 71:

2.1fc

- pentru actionare cu motor asincron cu rotor in scurt-circuit

Coeficientul de lungime:


1Lc

Coeficientul de infasurare:


99.0c

Puterea nominala transmisa de o curea:

Se alege din tab. 7..13 - STAS 1163 – 71:

[KW] 33.50 P

Numarul preliminar de curele:

[curele] 12.233.5*99.0*87.0

5.7*2.1

**

*

0

0 Pcc

Pcz

L

f

Coeficientul numarului de curele:


95.0zc

Numarul de curele definitiv:

[curele] 231.295.0

12.20 zc

zz

Se adopta z = 3 curele

Numarul de roti ale transmisiei :

Rezulta constructiv:

x = 2

Frecventa incovoierilor curelei:

[Hz] 353.161300

63.1021010 33

pLxf

Forta periferica transmisa:

[N] 27863.10

5.71010 22

PF

Forta de intindere a curelei:

[N] 472278*7.1*2...5,1 FSc

Cotele de modificare a distantei dintre axe:

pLX *03.0

[mm] 391400*03.0*03.0 pLX

Se adopta: X = 39 [mm]

pLY *015.0

[mm] 5.191300*015.0*015.0 pLY

Se adopta: Y = 20 [mm]

12. Calculul randamentului transmisiei mecanic

Se adopta:

Randamentul angrenajului: 98.0...97.0angrenaj

Randament ungere: 98.0ungere

Randament lagar: 99.0...96.0lagar

Randamentul etanseitatii: 85.0...8.0tan se

Randament curea: 96.0...95.0curea

%58.7796.085.099.098.098.0ηηηηηη etanslagarcureaungereangrenajtransmisie

13. Memoriu justificativ cu privire la alegerea materialelor, a semifabricatelor, si a solutiilor constructive pentru principalele piese din componenta reductorului (roti, arbori, carcase).

Reductoarele cilindrice sunt mecanisme cu roţi dinţate, montate în carcase închise şi folosite pentru reducerea turaţiei, concomitent cu amplificarea momentului de torsiune transmis. Necesitatea folosirii reductoarelor în transmisii mecanice, rezultă din condiţii economice; prin folosirea reductoarelor se pot alege motoare cu turaţii mari care au gabarit redus.

În cadrul proiectării un rol important îl are alegerea materialelor atât din punct de vedere al preţului de cost, cât şi a rezistenţei, a uşoarei prelucrări şi interschimbabilităţii cu alte organe de maşini.

Pe cât se poate organele de asamblare şi asigurare vor corespunde cu tehnica de fabricaţie conform STAS, cu respectarea caracteristicilor mecanice. Se va folosi motorul electric de tip asincron având o putere de 7.5 KW funcţionând la turaţia de 1269 rot/min.

Pinionul se execută corp comun cu arborele ne fiind necesare mijloace de fixare a acestora pe arbore. Se va executa din oţel marca 15Cr9 iar tratamentul termic aplicat fiind cementarea.

Roata dinţată se va fixa pe arbore prin pene paralele STAS 1004-81 executate din OLC60. Carcasele şi capacele se vor executa din Fc 150 STAS 1004-75 fiind o fontă cenuşie cu

grafit lamelar, cu o rezistenţă la tracţiune de 200 N/mm2.

14. Norme de tehnica securitatii muncii

La lucrul sau la exploatarea reductorului va trebui să se ţină seama de următoarele prevederi cu privire la norme de tehnica securităţii muncii:

1. Reductorul să fie fixat cu şuruburi de bancul de lucru. 2. Nu se vor folosi reductoare cărora le lipsesc piese, componente. 3. Nu se va schimba uleiul în timpul funcţionării. 4. Nu se verifica uleiul în timpul funcţionării. 5. Piesele defecte sau uzate se vor înlocui cu altele corespunzătoare.w. 6. Se respectă intervalele de schimb al uleiului şi al rulmenţilor. 7. Se are in vedere de a nu depăşi orele de funcţionare la reductorului.

reductor orizontal cu o singura treapta

Documents