Reductor de Turatie

A. TEMA PROIECTULUI

Să se proiecteze o transmisie mecanică reductoare formată prin legarea în serie a unei transmisii prin curea trapezoidală clasică, și un reductor cu o treaptă, cu roți dințate cilindrice cu dinți drepți.

B. CONȚINUTUL PROIECTULUI

a) Breviar de calcul

Schița transmisiei reductoare;

Alegerea motorului electric;

Calculul cinetostatic al transmisiei reductoare;

Proiectarea transmisiei prin curele;

Proiectarea reductorului;

Elemente constructive ale roților dințate cilindrice;

Forțele nominale din angrenajul cilindric cu dinți drepți;

Proiectarea arborilor;

Proiectarea carcasei reductorului;

10. Alegerea și verificarea rulmenților;

11. Alegerea și verificarea cuplajului elastic cu bolțuri standardizat.

b) Materialul grafic

Desenul de ansamblu al transmisiei mecanice motoare;

Desenul de execuție (arbore și roată dințată).

pagini 44

=== Reductor de turatie ===

A. TEMA PROIECTULUI

Să se proiecteze o transmisie mecanică reductoare formată prin legarea în serie a unei transmisii prin curea trapezoidală clasică, și un reductor cu o treaptă, cu roți dințate cilindrice cu dinți drepți.

Se cunosc următoarele date constructive și funcționale:

unghiul de înclinare al direcției ce unește centrele celor două roți de curea în raport cu o direcție orizontală de referință, α = 900;

raportul de transmitere realizat de transmisia prin curea, ic = 3;

raportul de transmitere al reductorului, ir = 1,60;

puterea rezistentă necesară antrenării mașinii d lucru, Pr = 3;

turația la arborele principal al mașinii de lucru, nr = 300;

transmisia va funcționa N = 11 ani, în N = 2 schimburi/zi, în condiții de funcționare grele.

Carcasa reductorului se va executa în construcție turnată.

Legătura dintre arborele de ieșire al reductorului și arborele principal al mașinii de lucru se face printr-un cuplaj elastic standardizat.

B. CONȚINUTUL PROIECTULUI

a) Breviar de calcul

Schița transmisiei reductoare;

Alegerea motorului electric;

Calculul cinetostatic al transmisiei reductoare;

Proiectarea transmisiei prin curele;

Proiectarea reductorului;

Elemente constructive ale roților dințate cilindrice;

Forțele nominale din angrenajul cilindric cu dinți drepți;

Proiectarea arborilor;

Proiectarea carcasei reductorului;

10. Alegerea și verificarea rulmenților;

11. Alegerea și verificarea cuplajului elastic cu bolțuri standardizat.

b) Materialul grafic

Desenul de ansamblu al transmisiei mecanice motoare;

Desenul de execuție (arbore și roată dințată).

Capitolul I

SCHIȚA TRANSMISIEI REDUCTOARE

Se prezintă în figura 1.1, de mai jos:

Fig. 1.1 Schița transmisiei reductoare

Am notat următoarele părți componente:

motor electric de antrenare;

roată de curea conducătoare;

roată de curea condusă;

curea trapezoidală;

carcasă reductor;

lagăre cu rulmenți;

arbore de intrare în reductor;

arbore de ieșire din reductor;

roată dințată z1;

10. roată dințată z2;

11. cuplaj elastic cu bolțuri;

12. suport reductor;

13. suport motor electric.

Capitolul II

ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC DE ANTRENARE

De regulă tema de proiectare dă date care permit determinarea parametrilor cinematici și dinamici la arborele de intrare (conducător) al mașinii de lucru, pe care trebuie să-i preia arborele de ieșire al transmisiei motoare (T.M.)(de obicei reductor) și anume:

puterea rezistentă, Pr [kW];

viteza unghiulară, ωr [s-1];

momentul rezistent corespunzător, Mr [Nmm], va fi:

Mr = [Nmm] (0.1)[2]pag.12

În ipoteza că se prescrie turația nr [rot/min], atunci ωr se calculează cu formula:

ωr = = = 31,41 [s-1] (0.2)[2]pag.12

Pentru a determina parametrii corespunzători la intrarea-n T.M. care trebuie să fie asigurați de motorul de antrenare se aplică formulele:

Pm [kW] (0.3)[2]pag.12

ωm = iωr [s-1] (0.4)[2]pag.12

nm = [rot/min] (0.5)[2]pag.12

Mm = Mri sau Mm = [Nmm] (0.6)[2]pag.12

Mărimile Pm și nm astfel calculate se rotunjesc la valorile date în cataloagele de motoare electrice, sau în standarde și se alege motorul electric corespunzător cu toate datele sale, din tabelul (0.4)[2]pag.16, pentru motoarele asincrone trifazate (ASI), iar elementele de gabarit corespunzătoare din tabelul (0.5)[2]pag.16 pentru construcția cu tălpi, respectiv cu flanșă.

Pm kW

ωm = 4,8 31,41 = 150,768 s-1

nm = rot/min

Mm = Nmm

Unde:

i = ic ir = 1,6 3 = 4,8

η = ηc ηr = 0,96 0,975 = 0,936

Kr = 1,55, coeficient dat în tabelul (0.3)[2]pag.15, ce ține seama de regimul de funcționare al mașinii de lucru.

Se alege din tab.(0.1)[2]pag.17, un motor ASI 132S – 38 – 4, asincron trifazat cu rotorul în scurt circuit, de uz general, la care tipul motorului este simbolizat prin trei litere:

A – asincron trifazat;

S – cu rotorul în scurtcircuit;

I – în construcție închisă;

două (trei cifre), ce indică înălțimea axei arborelui în (mm), față de planul tălpilor de fixare;

o literă, ce dă gabaritul;

2 cifre, linie și o altă cifră, ce exprimă diametrul arborelui în (mm) și respectiv numărul de poli.

Se extrag caracteristicile motorului electric ales, din tabelul (0.4)[2]pagina 17:

Dimensiunile de gabarit ale motoarelor asincrone cu rotorul în scurtcircuit (mm), din seria unitară, construcție cu tălpi, se extrag din tab.(0.5)[2]pag.18.

Schița de principiu a motorului electric, cu principalele dimensiuni de gabarit puse-n evidență se prezintă în figura 2.1.

Fig. 2.1 Motor electric asincron trifazat, construcție cu tălpi

Capitolul III

CALCULUL CINETOSTATIC AL TRANSMISIEI REDUCTOARE

În tema de proiectare se dau date ce permit calcularea puterii rezistente Pr [kW], și a vitezei unghiulare ωr [rad/s] la arborele condus „k”, al transmisiei și care antrenează mașina de lucru.

În general, transmisiile mecanice se obțin prin legarea în serie a unor mecanisme, cu rapoarte de transmitere parțiale „i” și randamente mecanice parțiale „ηi”, deci raportul total de transmitere „i” și randamentul total „η” al transmisiei se determină cu relațiile :

[2],pag7 (3.15)

[2],pag7 (3.16)

în care cu „k” s-a notat numărul de mecanisme înseriate, ce sunt parcurse de fluxul de energie mecanică.

Avem date P1= Pmot [kW] , ω1= ωmot [rot/min].

Pentru a se face calculul de rezistență al unei transmisii mecanice este necesar să se determine distribuția puterii Pj , momentelor de transmisie Mj , a vitezelor unghiulare j si a turațiilor nj pe arborele transmisiei cu relațiile :

[2],pag12 (3.17)

[2],pag12 (3.18)

[2],pag12 (3.19)

[2],pag12 (3.20)

Calculele se încep făcând j=1, pentru care : P1= Pm , ω1= ωm și n1= nm și se încheie cu ultimul arbore „k”, pentru care se determină parametrii cinematici și dinamici asigurați la arborele de ieșire al transmisiei care antrenează mașina de lucru.

Randamentele mecanice parțiale „ηj” (orientative) se extrag din tab. (0.2) [2]pag.14.

arborele motorului electric (1):

puterea (P) P1 = 5,5 kw

turația (n) n1 = 1440 rot/min

viteza unghiulară (ω) ω1=rad/s

moment de torsiune (Mt) Mt1 =Nmm

arborele de intrare în reductor (2):

P2 = P1 η1 = 5,5 0,96 = 5,28 kw

n2 = rot/min

ω2=rad/s

Mt2 =Nmm

arborele de ieșire din reductor (3):

P3 = P2 η2 = 5,28 0,975 = 5,148 kw

n3 = rot/min

ω3=rad/s

Mt3 =Nmm

Capitolul IV

PROIECTAREA TRANSMISIEI PRIN CURELE

Algoritmul de calcul din STAS 1163-98 , tabelul (2.13) [2]pag.65.

Date inițiale:

Puterea de calcul Pc la arborele roții conducătoare:

Numărul de ore de funcționare pe zi NS = 2 schimburi = 16 ore.

Tipul curelei – clasică.

Turația roții conduse :

Raportul de transmitere:

ic = 3

Elemente de calcul:

Tipul curelei: din figura (2.25) [2] pag.71 – trapezoidală clasică – tip A.

Diametrul primitiv al roții mici, Dp1 [mm], se alege constructiv din tab.(2.19) [2] pag.73, spre limitele inferioare, de preferință mărimi marcate (++):

Diametrul primitiv al roții mari, Dp2 [mm]:

Mărimea calculată se rotunjește conform tabelului (2.19) [2] pag.73:

Diametrul primitiv al rolei de întindere, Dpo [mm]:

**Numai dacă se alege tensionarea curelei cu rolă de întindere (soluție dezavantajoasă).

Distanța între axe (preliminară), ap [mm]:

se acceptă o mărime medie,

Diametrul primitiv mediu al roților de curea, Dpm [mm]:

Unghiul preliminar de înfășurare al curelei pe roata mică și pe roata mare, 1p , 2p [grd]:

Lungimea primitivă a curelei (pentru ramuri deschise și 2 roți), Lp [mm], pentru :

Lp = 2ap + π Dpm +

Mărimea obținută se rotunjește la una apropiată standardizată, din tabelul (2,21) STAS 7192/2 – 83 [2]pag.75 pentru curele trapezoidale înguste:

± 28 mm Distanța dintre axe definitivă, a [mm] pentru :

unde :

q = 0,125 (Dp2 –Dp1)2 = 13612,5

Unghiul dintre ramurile curelei (ramuri deschise și 2 roți) :

Unghiurile de înfășurare ale curelei pe cele 2 roți (definitive) 1 , 2 [grd]:

Viteza periferică a curelei, v [m/s],

se recomandă valori admisibile va = 40 [m/s], pentru curele trapezoidale înguste.

Coeficientul de funcționare, Cf:

Cf = 1,6 tab.(2,22) [2] pag.77

Coeficientul de lungime, CL:

CL = 1,09 tab.(2,23) [2] pag.78

Coeficientul de înfășurare, C:

C = 0,94 tab.(2,24) [2] pag.79

Puterea nominală transmisă de o curea, P0 [kW], tab.(2.3) pentru curea trapezoidală îngustă:

– prin interpolare

Numărul preliminar de curele, z0:

Coeficientul numărului de curele, Cz = 0,95 , tab.(2,37) [2] pag.96.

Numărul definitiv de curele, z:

Se recomandă z 8 (max.12), numărul de curele se poate reduce mărind Dp1 sau schimbând tipul curelei.

Numărul de roți ale transmisiei, x = 2.

Frecvența încovoierii curelelor pe roți, f [Hz]:

se recomandă pentru curea trapezoidală cu inserție șnur.

Forța periferică transmisă, F [N]:

Forța de întindere inițială a curelei, S0 [N]:

Cotele de modificare a distanței între axe (pentru întinderea curelei), X,Y [mm]:

Notarea curelei trapezoidale:

A – 2800 – STAS 7192/2 – 83.

În figura 4.1 se prezintă dimensiunile curelei trapezoidale clasice:

Dimensiunile aproximative ale secțiunii (axb) : A(13 x 8)

lp = 11 mm

h = 8 0,3 mm

n = 2,8 mm

= 40 1

Avem notate următoarele dimensiuni:

lățimea primitivă a canalului, Wd = 11 mm;

înălțimea canalului deasupra liniei de referință, b = 2,75 mm;

adâncimea canalului sub linia de referință, h = 8,7 mm;

distanța dintre axa canalului extrem și suprafața frontală vecină a roții de curea, f = 10 +2-1 mm;

Fig. 4.1 Dimensiunile curelei trapezoidale

În figura 4.2 se prezintă forma și dimensiunile canalelor pentru curele trapezoidale clasice și înguste:

Fig. 4.2 Forma și dimensiunile canalelor pentru

curele trapezoidale și înguste

distanța dintre axele a două canale vecine, e = 15 ± 0,3 mm;

unghiul canalului, α = 340 …… 380;

abateri, ± 10;

numărul de curele, z = 2 curele.

Lățimea roții de curea se calculează cu relația:

L = (z – 1) e + 2 f = 50 mm

Capitolul V

PROIECTAREA REDUCTORULUI DE TURAȚIE

5.1 Predimensionarea angrenajului

Algoritmul de calcul se prezintă în [2] tabelul (3.4), pagina 78.

Date inițiale:

P2 = 5.28 kW, puterea nominală de transmis;

n2 = 480 rot/min, turația la arborele conducător;

iR = 1,6, raportul de transmisie al reductorului;

N = 11 ani, durata de funcționare a transmisiei;

NS = 2 schimburi, numărul de schimburi;

regimul de lucru – greu.

Date de calcul:

Numărul de cicluri redus, Nred:

Nred = NHred = NFred = 3600 f a T = 1,282 109 cicluri de funcționare

Unde:

a = 1, numărul de perechi de roți aflate în angrenare;

f2 = n2/60 = 1359/60 = 8 rot/min;

T = (365 – 104 – 8) 2 8 11 = 44528 ore de funcționare.

Factorul numărului de cicluri, KHN, KFN:

KHN = KFN = 1

Momentul de torsiune la arborele motor, Mt2:

Mt2 = 105042,26 Nmm

Factorul dinamic exterior, KI:

KI = 1,25

Factorul dinamic interior, preliminar, K’V:

K’V = 1,15 – pentru dinți drepți

Alegerea materialului:

se adoptă o combinație 41MoCr11/OLC45 – pinion/roată dințată.

Treapta de precizie:

pentru reductoare de uz general, 6 …… 9.

Rezistența limită la oboseală, prin încovoiere la piciorul dintelui, σFlim:

σFlim = 250 MPa, conform figura (3.7)[1]pag.85

Rezistența limită de contact la oboseală, σHlim:

σHlim = 650 MPa, conform figura (3.8)[1]pag.86

Factorul de siguranță la rupere prin oboseală SF și la oboseala de contact (pitting) SH:

SF = 1,5, respectiv SH = 1,25, din tabelul (3.7)[2]pag.89

Factorul raportului durității flancului, zW:

zW = 1

Factorul de material, zM:

zM =

Factorul de lățime, ψa, ψd, ψmn:

ψa = 0,4; ψd = 0,8; ψmn = 16, din tabelul (3.9)[2]pag.89

Factorul de grad de acoperire, zε:

zε = 0,9

Factorul de repartiție a sarcinii pe lungimea dintelui, KHβ, KFβ:

KHβ = KFβ = 1,15, pentru reductoare de uz general

Factorul punctului de rostogolire, zH:

zH = 1,77, preliminar

Factorul rugozității flancului, zR:

zR = 1, preliminar

Factorul de formă, yF:

yF = 2,25, preliminar

Factorul concentratorului de tensiune, yS:

yS = 1, preliminar

Factorul dimensional, yFx:

yFx = 1, preliminar

Determinarea distanței preliminare dintre axe, a’:

a’ ≥ (i + 1) mm

Diametrul de divizare preliminar al pinionului, d’1:

d’1 = mm

Viteza tangențială, vt1:

vt1 = m/s

Valoarea reală a factorului dinamic interior, KV:

KV = 1,137

Distanța între axe calculată, a:

a ≥ a’ 117,55 mm

din STAS se alege o valoare standardizată, aSTAS = 125 mm

Lățimea danturii, b:

b = ψa a = 45 mm

Lățimea pinionului, b1:

b1 = b + (5 …… 30)mm = 65 mm

Factorul de repartiție frontală, Kα:

Kα = 1

Calculul modulului normal necesar, mn:

mn ≥ 0,35

se rotunjește la o valoare standardizată, conform STAS 822/88

mn = 2,5

respectându-se condiția:

m = θm a = (0,05 …… 0,025) 125 = 6,25 …… 3,125 mm

unde:

θm = 0,05 …… 0,025, pentru i = 1 …… 2;

θm = 0,04 …… 0,02, pentru i = 2 …… 4.

Raportul de transmisie, i:

i = 1,6

Determinarea numărului de dinți, z1, z2:

se calculează suma numerelor de dinți, zs

zs = dinți

z1 = dinți

z2 = zs – z1 = 39 dinți

se admit abateri de ± 3% față de i din tema de proiectare, dacă nu mai există și alte restricții:

ireal = 1,625

-1,56 %

Se adoptă în final valorile calculate ale lui z1 și z2.

Verificarea rezistenței roților dințate

Calculul tensiunii de contact la oboseală a flancurilor dinților, σH:

σH = zM zH zε

unde:

σHp = MPa, rezistența admisibilă de contact la oboseală;

d1 = m z1 = 96 mm, diametrul de divizare al pinionului;

Ft = 2 Mt2 / d1 = 2188,4 N, forța tangențială la pinion.

Calculul solicitării la piciorul dintelui, σF:

σF =

unde:

σFp = , rezistența admisibilă la oboseală la piciorul dintelui.

5.2 Calculul geometric al angrenajelor cilindrice exterioare, realizate cu scule tip cremalieră

Algoritmul de calcul al danturilor cilindrice cu dinți drepți, se găsește în [7], tabelul (14.3).

Date inițiale :

– numerele de dinți :

z1 = 24

z1 = 39

– unghiul de înclinare al dintelui :

= 0

– modulul standardizat :

mn = 4

– modulul frontal :

– profilul de referință standardizat :

n = 20 ; h*a = 1 ; c* = 0,25

– unghiul profilului în plan frontal :

t = 20

– distanța dintre axe de referință, aw :

aw = 25 mm

– deplasările specifice (normale) de profil, xI(2) , se calculează ulterior

– lățimea danturii :

b1 = b2 + (0,5 … 1,5)mn = 65 mm

Parametrii de bază ai angrenajului

– distanța dintre axe, a :

– unghiul de angrenare, w :

= 0,93969

w = 18,4083 = 1824’29’’

– suma deplasărilor specifice (normale) de profil, x , (pentru aw a) :

= 0

unde :

x = 0

– deplasările specifice (normale) de profil, xi , (pentru aw a) :

Din condiția unei distanțe între axe impuse avem:

Nu există deplasare de profil x1 = x2 = 0

Se verifică relația:

x1 + x2 = 0

– diametrul de divizare, d :

d1 = mtz1 = 96 mm

d2 = mtz2 = 156 mm

– diametrul de picior, df :

– înălțimea dinților, h:

– scurtarea dinților, h :

unde :

– diametrul de cap, da:

= 104 mm

= 164 mm

– diametrul de bază, db :

90,21 mm

146,6 mm

Verificarea calităților geometrice ale angrenajului

– verificarea lipsei ascuțirii dinților pe cilindrul de cap, grosimea dinților, sa1 ≥ 0,3 :

= 0,812 mm

unde :

= 0,7745 mm

unde :

– verificarea lipsei subtăierii, u1 ≥ 0 :

mm

mm

– verificarea lipsei interferenței profilurilor,

mm

mm

unde : a1(2) – unghiul de presiune la vârful dintelui, rezultă din :

– verificarea continuității angrenării în plan frontal, :

se recomandă pentru angrenaje cu dinți înclinați, εα 1,442

– gradul de acoperire axial, εβ:

la angrenaje cu dinți înclinați εβ = 0,242

– gradul de acoperire total, :

εγ = εα + εβ = 2,0218 εα

Dimensiunile nominale de control:

Pentru verificarea profilului frontal și direcției dinților

– raza de bază, rb :

– razele de curbură în punctele caracteristice ale profilului,

; ; calculate anterior,

mm

mm

mm

mm

mm

mm

mm

mm

– condiția flancării directe,

11,1875 > 8,0386

– unghiul de înclinare al direcției pe cilindrul de bază, b :

b = 10,328 = 10019’42’’

Pentru verificarea poziției relative a dinților

– pasul angrenării,

– pasul axial,

px = 41,1634

Pentru verificarea poziției profilului de referință

– coarda constantă, :

– înălțimea la coarda constantă, :

– condiția de măsurare a coardei constante;

0,2662 < 11,8287 < 13,8975

21,079 < 30,9774 < 34,8221

unde : ; ;

razele de curbură ale profilului la vârful dinților

– unghiul de presiune x1,2 în punctul de măsurare a lungimii peste dinți (pe cilindrul de diametru dx1,2 = d1,2 + 2×1,2mn)

x1 = 14,316 1418’58’’

x2 = 19,7296 1943’46’’

– numărul de dinți (de calcul) Nc , în intervalul de măsură al lungimii WN :

3,16 dinți 3 dinți

4,83 dinți 5 dinți

– lungimea peste N dinți, WN :

– condițiile de măsurare a lungimii WN :

;

– diametrul bilelor (rolelor) de control DB , la măsurarea peste bile (role) :

DB tab = 8,282 mm

– unghiul de presiune la centrul bilelor (rolelor) de control B1,2 :

0,04126 B1 = 2048’ =20,8

B2 = 2134’=21,5666

diametrul cilindrului de așezare a centrelor bilelor (rolelor) de control dB1,2 :

mm

mm

– lungimea peste bile, MB1,2 :

; la roțile cu z1,2 par

; la roțile cu z1,2 impar

MB1 = 58,7548 cos + 4,4 = 63,0178 mm

MB2 = 169,477 + 4,4 = 173,877 mm

– condiția de măsurare a lungimii, MB

MB1 ≥da1 ; 106,548 ≥ 104

MB2≥da2 ; 165,045 ≥ 164

5.3 Forțele nominale din angrenajul cilindric cu dinți drepți.

Date inițiale:

Mt2 = 105042,26 Nmm

Mt3 = 163866 Nmm

d1= 96 mm

d2= 156 mm

αw =α = 200

Se vor calcula forțele din angrenajul cilindric cu dinți drepți, având în vedere relațiile din [2], tabelul (2.14), și schema de calcul din figura 5.1 :

Fig. 5.1 Forțele din angrenajul cilindric cu dinți drepți

– forța tangențială, Ft :

– forța radială, Fr :

– forța normală, Fn :

Capitolul VI

PROIECTAREA ARBORILOR

6.1 Predimensionarea arborilor

Arborii drepți sunt organe de mașini cu axa geometrică rectiliniară, ce susțin piese rotitoare și se sprijină prin intermediul fusurilor în lagărele montate în carcase. Sunt solicitați la torsiune și încovoiere.

În această etapă se determină diametrul aproximativ al arborelui în “ secțiunea caracteristică” situată de regulă pe porțiunea aflată în apropierea lagărului cel mai încărcat al arborelui

Diametrul caracteristic (în ,,secțiunea caracteristică”) și se calculează luând în considerare numai solicitarea principală a arborelui: răsucire, încovoiere sau deformație torsională limitată.

Din tabelul (9.1) [2] pagina 382, se calculează luând în considerare numai solicitarea principală a arborelui – torsiune:

d = [mm]

Unde:

τat = 12 …… 35 MPa, rezistența admisibilă la torsiune.

Avem momentele de torsiune aferente celor doi arbori:

Mt2 = 105042 Nmm;

Mt3 = 163866 Nmm;

Se calculează pentru predimensionare:

d1 =mm

d2 =mm

6.2 Proiectarea formei arborelui

Având determinat diametrul caracteristic al arborelui se stabilește constructiv forma geometrică a sa, ținând seama de dimensiunile pieselor conjugate ( lungimea butucilor pieselor montate pe arbore, dimensiunile lagărelor, ale elementelor de etanșare). Există și relații empirice orientative care dau:

lungimea părților de calare:

lc = (1,2…2)d (9.2)[2]pag389

lungimea fusurilor pentru rulmenți:

lf = (0,3..1)d (9.3)[2]pag389

lungimea fusurilor pentru lagăre de alunecare:

lfF = (1,8..2,5)d (9.4)[2]pag389

Forma arborelui se stabilește pe baza diametrelor calculate, cu considerarea condițiilor impuse de rolul funcțional, tehnologia de execuție și montaj.

În figura 6.1 se prezintă un arbore drept, cu tronsoanele caracteristice ale sale. Legătura între tronsoane se face prin raze de racordare, pentru a reduce concentratorii de tensiune.

Fig.6.1 Arbore drept

6.3 Proiectarea arborelui de intrare în reductor

Forma arborelui se stabilește pe baza diametrelor calculate, cu considerarea condițiilor impuse de rolul funcțional, tehnologia de execuție și montaj.

Se fac următoarele verificări :

Verificarea la oboseală, constă în determinarea coeficienților de siguranță în secțiunile periculoase

Verificarea la deformații, arborii pot prezenta deformații de încovoiere, de răsucire și axiale

Verificarea la vibrații, arborii pot prezenta vibrații flexionale, torsionale sau longitudinale

Arborii drepți sunt organe de mașini cu axa geometrică rectiliniară, ce susțin piese rotitoare și se sprijină prin intermediul fusurilor în lagărele montate în carcase. Sunt solicitați la torsiune și încovoiere.

Se dau pentru roata dințată :

Ft2 = 721,5 N

Fr2 = 262,6 N

Se calculează reacțiunile, în plan orizontal, și se determină pentru început momentul concentrat datorat forței axiale Fa1.

∑ (M)2 =0 = Fr218 – Fr132 + Mi + H450

H4 =N

∑ (M)4 =0 = – H250 +Mi + Fr118 + Fr2 68

H2 =N

Pentru verificare :

∑ (F)y = Fr1 + Fr2 – H2 – H4 = 0

Se calculează reacțiunile în plan vertical (V),

∑ (M)2 =0 = Ft132 – V4 50 + Ft218

V4 =N

∑ (M)4 =0 = – Ft118 –V250 + Ft268

V2 =N

Pentru verificare :

∑ (F)y = Ft2 – Ft1 – V2 + V4 = 0

Se calculează în continuare pentru trasarea diagramelor de echilibru :

în plan orizontal (H)

1 – 2, x € (0, 18)

M12 = – Fr2x , M1 = 0

M2 = – Fr2 18 = – 4726,8 Nmm

2 – 3, x € (18, 50)

M23 = – Fr2x + H2(x – 18), M2 = – 4726,8 Nmm

M3 = – Fr250 + H232 = 136679,3 Nmm

4 – 3, x € (0, 18)

M43 = H4 x , M4 = 0

M3 = H4 18 + Mi = 136679,5 Nmm

în plan vertical (V)

1 – 2, x € (0, 18)

M12 = – Ft2x , M1 = 0

M2 = – Ft2 18 = – 12987 Nmm

4 – 3, x € (0, 18)

M43 = – V4 x , M4 = 0

M3 = – V4 18 = – 18674 Nmm

Diagrama de echilibru se prezintă în figura următoare 6.2.

Se observă că secțiunea periculoasă este 3, momentul încovoietor rezultant este:

Mi3 =Nmm

Fig. 6.2 Diagrama de echilibru – arbore

Mt = 17316 Nmm

Pentru predimensionare de această dată, se determină momentul redus maxim:

Mred = (7.8)[1]

În această relație variația solicitărilor de încovoiere, este un ciclu alternant simetric, iar variația solicitărilor la torsiune un ciclu pulsator.

Valoarea coeficientului α se calculează cu formula (cazul cel mai frecvent întâlnit) :

α = (7.9)[1]

Mred =Nmm

Se observă astfel că efortul unitar redus în secțiunea periculoasă B, va avea valoarea :

σred = (7.10)[1]

Se calculează diametrul arborelui, utilizând relația :

d =mm (7.12)[1]

Cu un adaos pentru prezența penelor, arborele se va executa la d1 = 35 mm.

Capitolul VII

PROIECTAREA CARCASEI REDUCTORULUI

În figura 7.1, se prezintă o secțiune a planului de separație, al carcasei reductorului:

Fig. 7.1 Secțiune a carcasei reductorului

a) Dimensiunile carcasei în planul de separație

Distanța de la peretele interior al reductorului la partea frontală a piesei rotitoare apropiate:

A = 15 mm

Lățimea roților dințate:

b = 65 mm

b1 = 30 mm

Lățimea lagărelor pentru rulmenți:

B = 20 mm

B1 = 20 mm

Distanța dintre piesele ce se rotesc, situate pe arborii vecini:

C = 10 mm

Distanța între roțile dințate și suprafața peretelui interior al carcasei:

1 = 1,2 s = 7.5 mm

Grosimea peretelui reductorului:

s = 6 mm

Distanța dintre roata dințată și arborele treptei vecine:

2 = 10 mm

Distanța de la peretele interior al carcasei la partea frontală a rulmenților:

l1 = 10 mm – pentru rulmenții unși prin barbotare

Înălțimea capacului de rulment împreună cu capul șurubului:

l2 = 15 mm

Distanța dintre planul frontal al piesei rotitoare și colțul capacului vecin:

l3 = 10 mm

Lungimea porțiunii de calare a arborelui pe care se montează roata de curea:

l4 = 35 mm

Distanța între rulmenți:

L1 = 220 mm

Distanța între roata de antrenare și rulmenții apropiați:

L2 = 30 mm

b) Dimensiunile carcasei în planul vertical, ale șuruburilor și știfturilor de centrare

Grosimea peretelui carcasei, s:

s = 0,025 a + 3 = 6 mm

unde: a = 125 mm

Grosimea nervurilor de pe corp, s1:

s1 = (0,8 …… 0,85) s = 5 mm

Grosimea fundului carcasei, s2:

s2 = (2,33 …… 2,5) s = 15 mm

Grosimea flanșei de fixare a corpului, s3:

s3 = (1,5 …… 1,6) s = 9 mm

Grosimea peretelui capacului, s4:

s4 = (0,8 …… 0,85) s = 5 mm

Grosimea nervurilor de pe capac, s5:

s5 = (0,65 …… 0,7) s = 4 mm

Grosimea flanșei de fixare a capacului, s6:

s6 = (1,2 …… 1,3) s = 7,5 mm

Diametrul șuruburilor de fixare a carcasei pe suportul său (fundație), d:

d = (0,036 …… 0,040) a + 12 = 16 mm

Diametrele șuruburilor de asamblare, corp – capac d1, d2:

d1 = 0,75 d = 12 mm

d2 = 0,5 d = 8 mm

d1 = M12 mm

d2 = M8 mm

Diametrele găurilor de trecere a șuruburilor, d0:

d01 = d1 + 2 = 12,5 mm

d02 = d2 + 2 = 9 mm

Numărul șuruburilor, n:

n = 12 bucăți

Lățimea flanșelor de îmbinare corp – capac:

K 2,7 d2 = 22 mm – pentru șuruburi cu cap hexagonal

Distanța de la axa șuruburilor flanșelor la peretele exterior

C 0,5 K = 11 mm

Diametrele știfturilor de centrare a poziției capacului pe corp:

d3 = (0,7 …… 0,8) d2 = 6 mm

Razele de curbură ale capacului, R1, R2:

R1 = 0,5 da1 + s = 37 mm

R2 = 0,5 da2 + s = 92,5 mm

Unde:

da1 = 104 mm;

da2 = 164 mm.

Capitolul VIII

ALEGEREA RULMENȚILOR STANDARDIZAȚI ȘI DETERMINAREA DURABILITĂȚII NOMINALE

PENTRU RULMENȚII ALEȘI

De regulă alegerea rulmenților se finalizează cu indicarea simbolurilor ce permit procurarea rulmenților și cu precizarea montajelor admise de către proiectant, la fixarea rulmenților pe fusurile arborelui și la montarea lor în carcasele conjugate.

Ținând seama de recomandări, de mărimea și direcția forțelor preluate de reazemele arborilor, de viteza unghiulară, de modul de ungere preconizat, importanța și destinația ansamblului din care face parte lagărul, se poate face u calcul în vederea alegerii rulmenților în următoarea succesiune :

funcție de forțele care acționează pe roțile dințate se calculează componenta radială Fr a reacțiunii și componenta axială Fa a sa în lagărele de sprijin ale arborilor;

pentru turații n, mai mari de 10 [rot/min], se calculează sarcina dinamică echivalentă P a rulmentului cu relația:

[N] (14.1) [2] pag.411

unde : X – factorul dinamic radial al rulmentului ales

Y – factorul dinamic axial al rulmentului ales

se alege capacitatea dinamică de încărcare C a rulmentului din tab(14.5)[2]pag.138;

cu ecuația durabilității, se determină durabilitatea nominală L, [mil.rot] sau Lh, în [ore] a rulmentului:

[mil.rot] (14.1) [2] pag.411

[ore] (14.3) [2] pag.411

unde :

n – turația arborelui [rot/min];

p = 3 – exponentul durabilității pentru rulmenți cu bile;

p = 10/3 – exponentul durabilității pentru rulmenți cu role.

Cunoscând raportul C/P, din tab.(14.6)[2]pag.415, se poate determina durabilitatea nominală [mil.rot] pentru rulmentul ales.

Din tab.(14.7)[2]pag.415, se alege durabilitatea nominală Lh a rulmentului funcție de (C/P) și n.

Se compară durabilitatea nominală determinată Lh în ore, cu cea recomandată în tab.(14.8)[2]pag.423, sau cu timpul de funcționare dat în tema de proiectare și dacă corespunde, operația de alegere a rulmenților se consideră încheiată și se prescrie simbolul rulmentului ales.

Se calculează forțele radiale din lagăre:

pentru rulmentul 6306:

Fr1 = N

Fr2 = N

pentru rulmentul 6307:

Fr3 = Fr4 = N

Se stabilește montajul de fixare a arborelui pe rulmentul dat.

a)Din STAS 3041-88, se aleg doi rulmenți radiali cu bile, având principalele caracteristici, date-n tabelul următor.

Avem turațiile celor doi arbori:

n2 = 480 rot/min , turația arborelui de intrare

n3 = 300 rot/min, turația arborelui de ieșire

Se calculează durabilitatea L [milioane rotații] :

Avem capacitatea dinamică:

pentru rulmentul 6306 – CR1 = 22000 N

pentru rulmentul 6307 – CR2 = 26000 N

Din tema de proiectare avem :

Lfuncționare = 2024NaNsch.= 44528 ore de funcționare;

Na = 11 ani de funcționare;

Nsch = 2 schimburi.

Fig. 8.1 Rulment radial cu bile cu simplu efect

În figura 8.1 se prezintă schița pentru forma unui rulment radial cu bile.

Se calculează durabilitatea L [milioane de rotații] :

milioane rotații

milioane rotații

milioane rotații

Se determină durata de funcționare ,Lh, în ore, a rulmenților aleși :

ore de funcționare ore de funcționare

ore de funcționare

Capitolul IX

ALEGEREA CUPLAJULUI ELASTIC CU

BOLȚURI STANDARDIZAT

Se face un calcul al momentului de lucru ML, cu formula:

ML =MCCS [Nm] (10.1) [2]

unde:

CS =CS1 CS2 ;coeficient de serviciu;

CS1 = 1,35; coeficient ce ține seama de consecințele distrugerii cuplajului, tabelul (10.3) [2];

CS2 = 1; coeficient ce ține seama de mașina motoare și cea de lucru, pe care le cuplează, tabelul (10.4) [2];

MC = Mt3 = 163866 Nmm, momentul de torsiune la arborele de ieșire al reductorului.

Având valoarea momentului de lucru și cunoscând turația cuplajului, se alege din STAS 5982/6-81, mărimea cuplajului și dimensiunile principale ale acestuia.

Fig. 9.1 Semicuplaj elastic cu bolțuri, varianta N

n4 = 300 rot/min, turația cuplajului

ML = MC CS1CS2 = 221219 Nmm = 221,22 Nm

Din [2], tabelul (10.5), se extrag dimensiunile principale ale cuplajului cu bolțuri varianta N, STAS 5982/6-81 și se prezintă în tabelul de mai jos:

Se verifică la solicitarea de strivire manșonul de cauciuc:

σs =MPa σas

unde:

D1 = 100 mm

ns = 10 bucăți bolțuri

d3 = 16 mm

l6 = l3 – l2 = 20 mm

σas = 5……7 MPa

Se verifică la solicitarea de încovoiere bolțurile:

σi =MPa σai

unde:

j = 3 mm

σai = 90 MPa, pentru OLC 45 – materialul bolțului

materialul cuplajului elastic – OT 600