Proiect Organe DE Masini

CUPRINS

CAPITOLUL I

1Studiul solutiilor similare……………………………………………………………………….. pag.1

CAPITOLUL II

2 Calculu cinetic i dinamic altransmisiei mecanice……………………………………..pag.21

2.1 Alegerea solutieipentru proiectare………………………………………………………..pag.21

2.2 Calcul randamentului transmisiei mecanice…………………………………………..pag.22

2.3 Calcul puterii si turatiei al arborelui motoruluio electric…………………………pag.23

2.4 Stabilirea puterii turatiei simomentului la nivelul fiecarui arbore al reductorului ……………………………………………………………………………………………………………..pag.24

CAPITOLUL III

3 Transmisia prin curele trapezoidale……………………………………………………….pag.26

3.1 Date de proiectare…………………………………………………………………………….. pag.26

3.2 Alegerea tipului de curea trapezoidala………………………………………………….pag.27

3.3 Calculul geometric…………………………………………………………………………….pag.28

3.4 Elemente constructive ale rotii de curea ………………………………………………pag.23

3.5 Materiale pentru roti de curea……………………………………………………………..pag.35

CAPIROLUL IV

4. Proiectarea reductoarelor de turatie………………………………………………………..pag.36

4.1 Proiectarea angrenajului. Calcul de predimensionare……………………………..pag.36

4.2 Calcul geometrica al angrenajului cilindric…………………………………………..pag.46

CAPITOLUL V

5 Proiectarea arborilor …………………………………………………………………………….pag.53

5.1 Date de proiectare. …………………………………………………………………………….pag.53

5.2 Fortele care actioneaza pe arbori………………………………………………………….pag.53

5.3 Fortele din arborele I datorate intinderii curelei…………………………………….pag. 54

5.4 Stabilirea distantei dintre reazeme si a poziteie fortelor fata de reazeme…..pag.55

5.5 Stabilirea planelor in care actioneaza fortele…………………………………………pag.58

5.6 Proiectarea formei arborilor………………………………………………………………..pag.60

CAPITOLUL VI

6 Alegerea rulmentiilor si verificarea lor…………………………………………………..pag.61

CAPITOLUL VII

7 Alegerea cuplajului ……………………………………………………………………………..pag.67

CAPITOLUL VIII

8 Alegerea si verificarea asamblarilor organelor de masini pe arbori……………pag.69

BIBLIOGRAFIE

RADULESCU GHEORGHE “Indrumar de proiectare in constructia de masini”.

GAFITEANU M. „Organe de masini” vol. II

POPA N. „ Organe de masini” vol. II

CRUDU I. „Atlas de reductoare”

Colectie STAS Organe de masini vol I

=== l ===

Cap. I. Studiul soluțiilor similare

Transmisii mecanice

Transmisiile mecanice sunt mecanisme care servesc la transmiterea energiei, de obicei cu modificarea turațiilor și, prin urmare a forțelor și momentelor, iar câteodată, cu modificarea felului sau a legii mișcării.

Transmisiile mecanice se folosesc în următoarele cazuri:

când turația mașinii de lucru este diferită de turația motorului de acționare;

când se cere varierea turației mașinii de lucru, care de obicei nu se poate realiza mai simplu cu ajutorul motorului de acționare;

când mașina de lucru are o mișcare diferită de cea a motorului de acționare;

când din motive constructive sau de exploatare , motorul de acționare nu poate fi legat direct , printr-un cuplaj, cu mașina de lucru;

când cu un motor se pun în mișcare mai multe mecanisme sau mașini de lucru;

când momentul motor necesar la mașina de lucru este mai mare decât cel obținut la arborele motorului de acționare;

când axele arborilor mașinii de lucru au poziții diferite de cea a axei arborelui motorului de acționare.

Transmisiile mecanice folosite la transmiterea mișcării, a momentului de torsiune – deci a puterii – de la arborele motor la cel condus, pot fi directe sau indirecte (fig.1)

Fig.1 Principalele tipuri de transmisii mecanice

După modul de transmitere transmisiile mecanice sunt – prin angrenare

– prin frecare.

Transmisiile prin angrenare sunt – cu elemente rigide – angrenaje (contact direct)

-cu elemente flexibile – transmisii prin lanțuri (contact indirect).

Transmisiile prin frecare sunt – cu elemente rigide – roți de fricțiune

– cu elemente flexibile – transmisii prin curele.

După posibilitatea de variere a raportului de transmitere transmisiile mecanice pot avea raportul de transmitere :

constant

variabil în trepte (cutii de viteze)

variabil continuu (variatoare).

Proiectarea transmisiilor mecanice cu raport de transmitere constant impune, într-o primă etapă, alegerea tipului de transmisie corespunzător procesului de lucru și a motorului de acționare. La alegerea tipului de transmisie trebuie să se țină seama de o serie de factori, dintre care cei mai importanți sunt: randamentul, durabilitatea, tipul fabricației, condițiile tehnologice de fabricație, de montaj, de exploatare etc.

Pentru alegerea unei transmisii corespunzătoare scopului ales trebuie avute în vedere următoarele recomandări:

a. La rapoarte de transmitere constante și distanțe relativ reduse între axe este rațională folosirea reductoarelor cu roți dințate. La distanțe mari (<12m) se pot utiliza transmisii prin curele.

b. La rapoarte de transmitere variabile, transmisiile mecanice sunt folosite sub formă

de cutii de viteze, iar ca variatoare de turație au o răspândire mai redusă. Sunt de preferat transmisiile mecanice pentru transmiterea la putere constantă cu creșterea momentului la arborele condus la reducerea turației.

c. Când se pune problema reglării automate a turației în funcție de condițiile cerute de mașina de lucru, se utilizează variatoare de turație.

Transmisiile prin curele permit modificarea turației prin folosirea de roți etajate sau sortimente de roți de schimb. Acestea prezintă avantajele unui mers liniștit, cost redus și impun condiții de înaltă precizie pentru execuția arborilor, lagărelor și a montajului. Dezavantajele acestor transmisii constau în aceea că au gabarit mare, nu pot fi folosite în lanțuri cinematice divizore (din cauza alunecării), au durabilitate redusă iar automatizarea comenzii este foarte dificilă.

Transmisiile mecanice sunt deosebit de importante în construcția de mașini, fiind necesare în numeroase cazuri.

Se știe că, în majoritatea situațiilor, pentru acționarea mașinilor, se utilizează motoare electrice. Dimensiunile motoarelor electrice sunt cu atât mai mici la puterea data cu cât turațiile lor sunt mai mari. La turații mari, momentele de torsiune sunt reduse, deci și ariile secțiunilor solicitate vor fi mai mici, ceea ce înseamnă gabarite mai mici. Deseori mașinile de lucru necesită viteze foarte diferite de cele ale mașinilor electrice. Această caracteristică de bază a determinat dezvoltarea transmisiilor mecanice reductoare sau multiplicatoare, având și capacitatea de transformare calitativă a mișcării mecanice.

Când este necesară transmiterea mișcării mecanice fără transformarea cantitativă sau calitativă a acesteia, se folosesc fie organe de legătură directă între arborele conducător și cel condus, fie diferite tipuri de transmisii mecanice intermediare.

Realizarea vitezei unghiulare, impuse mașinii de lucru diferă de cea a motorului, ca și varierea turației în timpul funcționării, se obțin mai simplu cu ajutorul transmisiei cu pârghii, cu came, cu curele.

Deseori, același motor pune în mișcare mai multe mecanisme cu direcțiile axelor de rotație diferite, când unele mecanisme nu pot fi cuplate direct la motor.

Transmisiile reductoare, multiplicatoare ca și cele intermediare pot fi transmisii de putere sau transmisii cinematice – când puterea necesară a fi este foarte redusă.

După viteza elementului condus transmisia poate fi considerată:

cu viteză redusă (v1m/s)

cu viteză mică (v=1 3m/s)

cu viteză medie (v=3 10m/s)

cu viteză mare (v=10 20m/s)

cu viteză foarte mare (v20m/s).

Proiectarea unei transmisii mecanice presupune cunoașterea puterii și turației mașinii motoare, rapoartele de transmitere pentru treptele de turație și puterea și turația la mașina de lucru.

În general, ca date de proiectare se cunosc : puterea la mașina de lucru, turația mașinii de lucru și, uneori, raportul de modificare a turației de la mașina motoare la mașina de lucru. În funcție de aceste date inițiale este necesară determinarea puterii și turației motorului de acționare, iar când acesta este standardizat, alegerea sa din norme sau STAS.

Studiul transmisiilor prin roți dințate

Între transmisiile mecanice actuale, transmisiile cu roți dințate au cea mai largă utilizare, asigurând construcții compacte și fiabile pentru întregul diapazon de puteri ale utilajelor. Transmisiile cu roți dințate cuprind: reductoare, cutii de viteză, variatoare.

Roțile dințate sunt organe de mașini ale căror dinți sunt dispuși regulat pe suprafețe teoretice, în general de revoluție. Aceste suprafețe, în cazul a două roți dințate în angrenare, se rostogolesc una peste cealaltă, datorită cărui fapt se numesc suprafețe de rostogolire.

Procesul continuu de contact dintre dinții roților conjugate ale unui angrenaj, în vederea asigurării mișcării continue, se numește angrenare.

Angrenajul este un mecanism format din două roți dințate conjugate, care transmite direct mișcare de rotație și momentul de torsiune de la un arbore conducător la un arbore condus.

În comparație cu alte transmisii mecanice, angrenajele prezintă următoarele avantaje:

pot realiza rapoarte de transmitere constante, într-o gamă largă de valori;

permit transmitere mișcării între arbori cu axele de rotație dispuse oricum în plan și în spațiu;

au randament ridicat, gabarit redus, durabilitate și siguranță mare în exploatare;

Caracteristicile ce dezavantajează angrenajele sunt:

valoarea raportului de transmitere nu poate fi oarecare, deoarece numărul de dinți ai roților este un număr întreg;

necesită utilaje, scule și instrumente speciale pentru construcția și controlul roților dințate;

impun o precizie mare de execuție și montaj, mai ales atunci când precizia de execuție este mică.

Principalele criterii de deosebire a tipurilor de angrenare reprezentative:

poziția relativă a arborilor,

axa longitudinală a dinților,

forma profilului dinților,

forma suprafeței de referință a danturii

Transmiterea mișcării și a puterii se poate face între arbori paraleli – angrenaje paralele (fig. 2 a,b,c,d). În acest caz, roțile dințate au formă cilindrică, cu danturare în exterior sau în interior, iar dinții pot avea axa longitudinală – paralelă cu axele de rotație ale roților (fig.2 a,c,g)

– înclinată (b)

– în V (d)

– în W

– curbă.

Transmiterea mișcării între arbori concurenți se realizează cu angrenaje conice, compuse din roți danturate pe suprafețe conice (fig. 2 e), iar dinții pot avea axa

longitudinală

dreaptă

curbă.

Angrenajele cu arbori neconcurenți folosesc roți elicoidale, danturate pe suprafețe cilindrice conice fig.2

Fig. 2 Principalele tipuri de angrenaje

I-cu axe paralele, II- cu axe concurente in plan, III- cu axe concurente în spațiu

Transmisiile mecanice pot fi prin angrenare și prin frecare. Transmisiile prin angrenare cu raport de transmitere constant montate în carcase închise se numesc

– reductoare când reduc turația (i>1)

– amplificatoare când măresc turația (i<1).

Studiu asupra reductoarelor de turatie

Reductoarele pot fi cu una, două sau mai multe trepte de reducere, construite fie ca subansamble izolate, fie ca, făcând parte din ansamblul unei mașini. În funcție de pozițiile relative ale arborelui motor și condus reductoarele se construiesc

cu roți dințate cilindrice (când cele două axe sunt paralele sau coaxiale)

cu roți conice și roți pseudoconice (când cei doi arbori sunt concurenți sau încrucișați)

în combinații de roți conice sau angrenaje melcate cu roți cilindrice.

După poziția axelor roților dințate distingem – reductoare cu axe fixe

-reductoare cu axe mobile (reductoare diferențiale și planetare)

Reductoarele cu roți dințate au largă utilizare datorită avantajelor pe care le prezintă: raport de transmitere constant, gabarit redus, randament ridicat, întreținere simplă și ușoară.

Ca dezavantaje se menționează:

cost relativ ridicat

execuție și montaj de precizie

producerea de zgomot

șocuri și vibrații.

Reductoarele cilindrice sunt cele mai răspândite datorită gamei largi de puteri și rapoarte de transmitere ce se pot realiza cu ajutorul lor cât și a posibilității tipizării și execuției în uzine specializate.

Reductoarele cilindrice sunt standardizate și tipizate. Sunt standardizate distanța dintre axe, raportul de transmitere și dimensiunile principale.

Reductoarele pot fi de uz general sau speciale. Reductoarele de uz general au un singur lanț cinematic și o carcasă independentă și închisă.

Reductoarele cu angrenaje cilindrice pot fi construite:

cu roți dințate cilindrice cu dinți -drepți

-înclinați

-în V

cu dantură exterioară

cu dantură interioară (foarte rar)

Roțile dințate cilindrice cu dinți drepți se recomandă la viteze periferice reduse, când nu apar șocuri și zgomot, la cutii de viteză cu roți deplasabile.

Roțile dințate cilindrice cu dinți înclinați și în V se recomandă la angrenaje silențioase și la viteze periferice mari. Roțile dințate cu dinți în V se folosesc, de preferință, la reductoarele cu dimensiuni mari pe când cele cu dinți drepți și înclinați la reductoarele mici și mijlocii.

La puteri mai mari și rapoarte de transmitere i=7,1 60 se utilizează reductoare cu roți dințate cilindrice cu dinți în V.

Fig. 3 Reductor cu roți dințate cilindrice cu o treaptă

a – vedere generală; b – schemă

Fig. 4 Reductor cu roți dințate cilindrice cu dinți înclinați în două trepte

a – vedere generală; b – schemă

Fig. 5 Reductor cu roți dințate cilindrice cu dinți în V în două trepte

a – vedere generală; b – schemă

Fig. 6 Reductor cu roți dințate cilindrice cu dinți în V, în două trepte cu trepte divizate

a – vedere generală; b – schemă cu prima treaptă divizată; c – schemă cu treapta a doua divizată

Fig. 7 Reductor cu roți dințate cilindrice cu dinți înclinați în două trepte

a – vedere generală; b – schemă

Fig. 8 Reductor cu roți dințate cilindrice cu dinți înclinați în trepte trepte

a – vedere generală; b – schemă

Fig. 9 Reductor cu roți dințate pseudoconice (hipoide) cu o treaptă

a – vedere generală; b – schemă

Fig. 10 Reductor planetar

a – vedere generală; b – schemă

Datorită rigidității reduse a arborelui motor intermediar, cu creșterea distanțelor dintre axe și a puterilor ce se transmit, neuniformitatea sarcinii în lungul flancului dintelui crește, motiv pentru care aceste reductoare sunt recomandate pentru puteri mici și mijlocii. O largă răspândire o au reductoarele cu trei axe geometrice cu una din trepte realizată cu roți duble, datorită repartiției uniforme a sarcinii pe reazemele arborilor și a posibilității utilizării a capacității portante a roților ambelor trepte.

Reductoarele cilindrice cu trei trepte se utilizează la rapoarte de transmitere i=40  180 și distanța între axe până la 1250 mm, cu randament de 0.96  0.97. Aceste reductoare sunt combinații ale variantelor constructive de reductoare cu două trepte. Reductoarele cu roți dințate conice se folosesc în cazul transmiterii puterii între arbori cu axe concurente pentru rapoarte de transmitere i=1  6 și numai atunci când constucția mașinii impune utilizarea lor. Cum de obicei o roată dințată conică este în consolă, condițiile de lucru ale dinților sunt mult înrăutățite. La reductoarele de putere mare, pentru înlăturarea acestui dezavantaj, se pot utiliza angrenaje pseudoconice sau hipoide la care ambele roți pot fi montate între reazeme.

Roțile conice cu dinți drepți se folosesc la viteze periferice reduse când unele abateri ale pasului sau profilului nu produc încărcări dinamice mari și zgomot. Roțile conice cu dinți drepți sunt foarte sensibile la defecte de montaj și deformații sub sarcină, în schimb produc cea mai redusă încărcare axială dintre toate tipurile de roți conice.

Roțile conice cu înclinați pot lucra la viteze periferice până la 12m/s. Ele se folosesc îndeosebi la angrenaje cu roți mari, când nu se pot executa roți cu dinți curbi. Roțile dințate conice cu dinți curbi se recomandă a se utiliza de la viteze de la 3m/s până la 35-40m/s. Pentru viteze periferice mai mari, dinții se șlefuiesc.

Materiale folosite în construcția reductoarelor

Roțile dințate se pot executa dintr-o gamă foarte largă de materiale. În primul rând se folosesc otelurile, și anume – cele de îmbunătățire – oțel-carbon cu 0.4 – 0.6%C și otelurile-carbon cu 0.35 – 0.45%C slab aliate cu Mn, Cr, Cr-Mo, Cr-Ni.

– cele de nitrurare – 38MoCA09

– cele de cementare – OLC 10, OLC 15

Fontele sunt folosite la angrenaje cu funcționare lentă, roți de schimb care funcționează rar. Cele mai folosite sunt fontele albe, cenușii, bronzurile cu aluminiu și cu staniu. Rezistența la uzură a flancurilor dinților depinde în mare măsură de structura fontei însă poate fi mărită și prin elemente de aliere cum ar fi nichelul, cromul, molibdenul, cuprul.

Pentru îmbinare proprietăților de amortizare a șocurilor cu o bună rezistență se folosesc fontele cu grafit nodular sau fontele maleabile perlitice.

Materialele neferoase se folosesc la angrenajele melcate. În general, se folosesc bronzuri care au proprietăți de antifricțiune superioare, rezistență mare la coroziune și se prelucrează ușor.

Materiale nemetalice. Pentru înlocuirea metalelor se folosesc în ultimul timp materiale plastice de tipul textolitului, poliesterilor, poliamidei.

Buna funcționare a angrenajelor este determinată în principal de precizia prelucrării danturii.

Principalele erori de execuție a danturii se referă la profilul flancurilor, la pasul danturii și la direcția dinților.

Deteriorarea angrenajelor se datorează proceselor complexe ce se produc în zona angrenării sub acțiunea solicitărilor în regim de funcționare.

Cauzele deteriorării danturii sunt:

ruperea dintelui – suprasolicitare statică

– solicitare de oboseală

deteriorarea flancurilor – oboseala straturilor superficiale

– uzarea abrazivă – normală

– distructivă

– gripare

– uzura corozivă

– zgâriere

– exfoliere sau cojire

– arsură

– decolorare

– deformare

– defecte discrete – fisurare – de cristalizare

– de tratament

– de prelucrare

Studiul transmisiilor prin curele

Transmisia prin curele este o transmisie prin fricțiune, la care energia se transmite de la un arbore la celălalt (ceilalți) datorită frecării dintre un element flexibil și fără fire tensionat, numit curea, și roțile de curea (șaibe) conducătoare și condusă.

Principalele avantaje oferite de transmisiile prin curele față de alte tipuri de transmisii sunt:

posibilitatea transmiterii mișcării la distanțe apreciabile și poziții diferite ale arborilor

funcționare lină și relativ silențioasă

amortizare a șocurilor și vibrațiilor

patinare la suprasarcini, constituind un element de siguranță pentru mașină

construcție simplă, exploatare simplă

precizie de execuție și de montaj scăzută.

Principalele dezavantaje sunt:

gabarit mare,

imposibilitatea obținerii de rapoarte de transmitere constante ca urmare a alunecării elastice

durabilitate limitată

variația coeficientului de frecare cu uzura,

necesitatea unor dispozitive de întindere.

Domenii de utilizare. Transmisiile prin curele au următoarele domenii de utilizare:

curele late pentru transmiterea de puteri de P 2000 kw, la v 90 m/s, distanțe dintre axe A 12 m, randament = 0,94 și rapoarte de transmitere i6.

curele trapezoidale pentru: P 1200 kw; v 50 m/s; i 10; A 6 m

curele rotunde ca transmisii cinematice în mecanica fină.

Transmisiile prin curele se pot clasifica din mai multe puncte de vedere :

după poziția axelor – cu axe paralele – cu ramuri deschise

– cu ramuri încrucișate

– cu axe încrucișate – cu role de ghidare

– fără role de ghidare

după numărul curelelor din transmisie – cu o curea

– cu mai multe curele

după felul roților – forma constructivă – cu obada netedă

– cu obada canelată

– cu obada în trepte

– rol funcțional – cu roata liberă

– cu roți multiple – cu înfășurare multiplă

– cu suprapunere

– tangențiale

după felul secțiunii curelei – lată (dreptunghiulară)

– trapezoidală

– rotundă

după materialul curelei – piele

– textile țesute

– material plastic

– oțel (benzi)

după modul de pretensionare a curelei – permanent

– automat

după raportul de transmitere – constant

– variabil – în trepte

– continuu (variatoare)

Transmisia paralelă cu ramuri deschise este aceea la care axele roților sunt în același plan și roțile se rotesc în același sens.(fig. 1)

Transmisia paralelă cu ramuri încrucișate este aceea la care axele roților sunt în același plan, dar roțile se rotesc în sensuri opuse. Prezintă avantajul unor unghiuri de înfășurare mai mari și dezavantajul frecării între muchiile curelei (fig. 2).

Transmisia cu axe încrucișate este aceea la care axele roților sunt încrucișate. Pentru a conduce cureaua pe traseul necesar se utilizează, de obicei, role de ghidare. Se preferă, în acest caz, curele mai înguste. (fig. 3)

Se obișnuiește a se denumi transmisia la care axele sunt încrucișate, iar cureaua este semiîncrucișată transmisie semiîncrucișată; asemenea transmisii nu necesită role de ghidare.

Transmisia permite un singur sens de rotație.

Transmisia în paralel sau împerecheată este aceea la care mai multe curele sunt montate pe o roată de curea. Se utilizează mai ales curele trapezoidale.

Transmisia cu roți etajate (obada în trepte) este aceea care permite prin mutarea curelei de pe un diametru pe altul realizarea de diferite rapoarte de transmitere.(fig. 4)

Transmisia cu roată liberă este aceea la care cureaua poate fi mutată de pe o roată condusă pe o roata liberă pe arbore.(fig. 5)

Transmisia cu roți multiple este aceea la care există mai mulți arbori conduși și eventual mai mulți arbori motori. Cea mai frecvent utilizată variantă constructivă este cea cu înfășurare normală a curelei pe roțile de curea, cureaua înfășurând roțile de curea de-a lungul unui anumit arc. Există cazuri când pe o roată sunt înfășurate două curele suprapuse (soluție constructivă folosită rar).(fig.6 si fig. 7)

Fig.1

Fig.2

Fig.3

Fig.4

Fig.5

Fig.6 Fig. 7

O soluție utilizată la antrenarea unor axe multiple (la mașini de răsucit fire textile, de exemplu) este cea cu curele tangențiale.

Curelele late (dreptunghiulare, fig.8 a și trapezoidale fig.8 b) cu cea mai largă răspândire. Curelele rotunde (fig.8 c) din cauza presiunii de contact mari dintre curea și canal, prezintă uzuri mari, motiv pentru care în prezent au fost înlocuite, în mare măsură, prin curelele trapezoidale.

Fig.8. Forme ale secțiunii unei curele a, b, c

Transmisii prin curele late

Curelele late pot fi: curele din piele, țesute, curele compuse și curele din bandă de oțel.

Curelele din piele se confecționează din piele de bovine, într-unul sau mai multe straturi asamblate prin lipire și coasere. Tăbăcirea pieilor se poate face cu tananți vegetali, minerali sau combinați.

Conform standardelor românești, curelele late din piele se clasifică în următoarele 4 grupe:

grupa A – curele late – simple – grosimea 3  7 mm

– duble – grosimea 8  l4 mm (STAS 5917 – 71)

grupa B – curele pe muchie, care se obțin din fâșii de piele asamblate între ele prin cuie speciale și care vin în contact cu roata pe muchia fâșiilor de piele. Sunt recomandate pentru puteri peste 10 kW/cm lățime de curea, distanțe între axe peste 10 m sau forțe tangențiale variabile. Nu sunt indicate la transmisii încrucișate, cu furcă de schimbare sau la transmisii cu mai mult de 3 roți. Grosimea curelei este între 12  31.5 mm (STAS 866 – 75).

grupa C – curele rotunde cu diametrul de 5,6 sau 7 mm (STAS 7632 – 76)

grupa D – curele răsucite cu diametrul de 8, 9, 10, 12, 15, 18 sau 20 mm

(STAS 7632 – 76).

Curelele țesute folosesc materiale textile, naturale (bumbac, lână, păr de cămilă și capră) sau fibre sintetice ca: viscoză, poliamidă sau poliester. Acestea prezintă avantajul că se pot fabrica curele foarte lungi fără nici o lipitură și sunt rezistente la agenții atmosferici și ai mediului industrial.

Se execută în 3 tipuri:

curea confecționată în straturi paralele, fără înveliș din cauciuc

curea cu țesătură înfășurată, fără înveliș de cauciuc

curea confecționată cu țesătură înfășurată și cu înveliș de cauciuc.

Curelele compuse îmbină proprietățile de rezistență ale materialelor plastice cu cele de fricțiune (coeficient de frecare ridicat) al pielii. Ele sunt formate dintr-o țesătură din fibre poliamidice, căptușită la interior cu un strat de aderență de piele și având la exterior un strat de protecție. Aceste curele se folosesc pentru transmiterea de puteri foarte mari până la 5000KW.

Curelele din banda de oțel au dimensiuni mai reduse comparativ cu curelele din alte materiale. Ele au alunecare elastică neglijabilă dar cer un montaj precis și nu funcționează bine când sunt supuse vibrațiilor. Benzile se execută din oțel de înaltă rezistență și sunt utilizate la puteri și viteze mari.

Transmisii prin curele late dințate

Curelele late dințate au apărut din preocuparea de a îmbina avantajele transmisiei indirecte prin curele sau lanțuri cu cele ale transmisiei indirecte prin angrenare. Astfel, aceste transmisii au un raport de transmisie constant, randament ridicat, nu prezintă fenomenul de alunecare elastică, nu necesită tensionare inițială ridicată și deci nu încarcă suplimentar arborii și nu obligă la reglaj periodic a distanței dintre axe. Totodată, comparativ cu transmisia prin lanțuri, au un mers mai silențios și un cost mai scăzut. Cureaua este prevăzută pe o parte cu dinți ce angrenează cu dinții corespunzători ai roții.

Transmisiile prin curelele trapezoidale au o capacitate portantă superioară transmisiilor prin curele late ca urmare a creșterii aparente a coeficientului de frecare.

Curelele trapezoidale se execută, în general, fără sfârșit, fiind compuse din elemente de rezistentă înglobate într-o masă de cauciuc, învelită la exterior într-un strat de protecție din pânză cauciucată.

După tipul elementelor de rezistență, curelele trapezoidale se împart în doua grupe:

– grupa S – cu element de rezistență din șnururi cablate

– grupa R – cu element de rezistență din rețea de cord

Forma secțiunii curelei este un trapez isoscel. După raportul b/h dintre lățimea curelei corespunzătoare axei neutre și înălțimea sa, curelele trapezoidale se împart în următoarele trei grupe:

clasice (b/h=11,4) STAS 1164 – 71 tipurile Y,Z, A, B, C, D, E

înguste (b/h=11.1) STAS 7192 – 65 tipurile SPZ, SPA, SPB, SPC

late (b/h=3,125) STAS 7503 – 66 tipul W 16-100.

dublu trapezoidale care asigură transmiterea mișcării în cazul transmisiilor cu mai multe roți conduse, dispuse pe ambele părți ale curelei.

Curele trapezoidale clasice au fost primele care s-au utilizat. Curele trapezoidale înguste prezintă avantajul unei suprafețe mărite de contact cu canalul, fiind mai rezistente la uzare și permițând viteze periferice mai mari. Este recomandat ca la construcțiile noi să se utilizeze cu prioritate curelele trapezoidale înguste. Unghiul la vârful trapezului este pentru cele clasice și înguste α=40o1. Curelele trapezoidale late se utilizează la variatoare cu curea trapezoidală. Unghiul la vârf α al trapezului este de 26o.

Transmisia prin curele trapezoidale prezintă o serie de avantaje care au făcut ca ea să fie larg utilizată în construcția de mașini, mai frecvent decât transmisia prin curele late, în special la distanțe mici dintre axe și rapoarte mari de transmitere.

Datorită efectului de împănare a curelei în canalul roții frecarea care apare în timpul funcționării dintre curea și roată crește simțitor.

Studiu asupra cuplajelor

Cuplajul este un organ de masina complex sau un sistem echivalent functional, al acestuia , care realizeaza legatura permanenta sau intermitenta intre doua elemente consecutive ale unui lant cinematic, in scopul transmiterii momentului de torsiune si a miscarii de rotatie, fara a modifica legea de miscare.

In general , un cuplaj este format din:

partea conducatoare

elementul de transmitere a momentului

partea condusa

Elementele de transmitere a momentului pot fi:

corpuri solide in contact direct(cu sau fara frictiune)

fluide

campuri magnetice, etc

In practica se intalneste o mare diversitate de forme constructive de cuplaje, ceea ce a dus la aparitia de criterii de clasificare. Terminologia si criteriile de clasificare sunt stabilite prin STAS 7082, care face totodata precizarea ca aceasta clasificare nu este limitativa.

Utilizarea cuplajelor este justificata de indeplinirea urmatoarelor functii principale:

transmiterea miscarii si a momentului de torsiune

comande a miscarii

compensare a erorilor de executie si montaj

limitare de sarcina(intrerupere a fluxului cinematic temporar si fara intrerupere)

protectie impotriva socurilor si vibratiilor

montare paralela sau concurenta a arborilor

limitatre de turatie

transmitere unisens a miscarii.

Cuplajele au o larga utilizare in constructia de masini, de alegerea lor corecta depinzand functionarea sigura si indelungata a ansamblului respectiv. La alegere se va avea in vedere ca ele sa satisfaca urmatoarele cerinte:

sa nu genereze solicitari suplimentare

sa compenseze efectele unor eventuale deplasari relative mici(radiale, axiale, unghiulare sau combinate) ale arborilor cuplati

sa atenueze socurile si vibratiile din timpul functionarii

intretinerea sa fie simpla

greutatea cuplajului si momentului sau de giratie sa fie cat mai mici

sa asigure pe deplin securitatea muncii.

Caracteristica principala a cuplajelor depinde de functia sa principala si in consecinta aceasta este valoarea momentului de torsiune transmis.

Clasificarea cuplajelor:

Cuplaje

mecanice – permanente – fixe

– mobile – rigide – compensare axiala

– compensare radiala

– compensare unghiulara

– compensare universala

– elastice – cu element elastic metalic

– cu element elastic nemetalic

– intermitente – comandate – mecanic

– hidraulic, pneumatic

– electromagnetic

– automate – centrifugale

– de sigurante

– unisens

hidrodinamice

electromagnetice – cu inductie

– cu pulberi

Studiul asupra motoarelor electrice

Clasificare :

Motoarele electrice pot fi clasificate după tipul curentului electric ce le parcurge:

Motor de curent continuu

Motor de curent alternativ

-motor de inducție (asincron)

-motor sincron

În funcție de modul de conectare a înfășurării de excitație motoarele de curent continuu pot fi clasificate în:

motor cu excitație independentă – unde înfășurarea statorică și înfășurarea rotorică sunt conectate la două surse separate de tensiune

motor cu excitație paralelă – unde înfășurarea statorică și înfășurarea rotorică sunt legate în paralel la aceași sursă de tensiune

motor cu excitație serie – unde înfășurarea statorică și înfășurarea rotorică sunt legate în serie motor cu excitație mixtă – unde înfășurarea statorică este divizată în două înfășurări, una conectată în paralel și una conec

motor cu excitație mixtă – unde înfășurarea statorică este divizată în două înfășurări, una conectată în paralel și una conec

î

CAPITOLUL II

Calculul cinematic și dinamic al transmisiei mecanice

2.1. Alegerea soluției pentru proiectare

Pentru proiectare se alege sistemul de acționare format din:

a a (1)
Unde:

ME – motor electric asincron trifazat

TCT – transmisie prin curea trapezoidala

RTC1 – redactor de turație cilindric cu doua trepte

CPM – cuplaj permanent mobil

ML – mașina de lucru

Z1, Z2 – roti dințate

Ac1 – angrenaj cilindric

LR – lagăr de rostogolire

I-II – arborii reductorului, arborele I, de intrare respectiv de ieșire

“––“ – flux de putere

RC1,2 – roata de curea

Fig. 1 Schema sistemului de acționare

2.2. Calculul randamentului transmisiei mecanice

Pe baza schemei cinematice din figură randamentul total al transmisiei se determină cu relația următoare:

A (2)

Unde

– – randamentul transmisiei prin curele trapezoidale

– – randamentul lagărelor de rostogolire, rulmenților

– – randamentul cuplei dințate

Valori estimative pentru randamentul mecanic al mașinilor motoare și mașinilor de lucru recomandate;

Valori estimative pentru randamentul mecanic caracteristic cuplelor de frecare din structura transmisiilor mecanice

–

–

–

Rapoarte de transmitere pentru transmisii mecanice elementare

Tabel 1

Repartizarea rapoartelor de transmitere pentru un redactor cu roți cilindrice într-o treaptă

Tabel 2

2.4. Alegerea motorului electric pentru acționarea mașinilor și mecanismelor

2.3.1 Calculul puterii și turației al arborele motorului electric

Puterea la arborele motorului electric se calculează conform relației;

A (3)
Turația la arborele motorului electric() se calculează cu relația;

A (4)
unde:

– raportul de transmitere al curelei(dat prin tema de proiectare).

– raportul de transmitere al reductorului(dat prin tema de proiectare).

Alegem un motor asincron trifazat.

Seria unitara de motoare asincrone trifazate cu rotorul in scurt-circuit, de uz general este destinata utilizărilor industriale cele mai diverse fără condiții speciale de mediu, robustețe sub aspectul unor parametri de funcționare impuși:

cupluri de pornire mărite

alunecare mărita

ASI- motor asincron trifazat cu rotor in scurt circuit in construcție închisa.

Pe baza datelor obținute, din cataloagele firmelor producătoare de motoare electrice, sau anexă se alege motorul electric astfel încât parametrii adoptați să aibă valori apropiate de cele obținute, chiar cu o rezervă de putere. Se alege motorul cu caracteristicile următoare, conform cu tabelul următor;

Se adoptă motorul asincron trifazat cu rotor în scurt circuit în constructie închisă ASI 80 -19- 2

Cu noii parametrii adoptați se va calcula raportul de transmitere rezultat , se calculează eroarea și aceasta trebuie să satisfacă relația următoare;

A (5)

Dimensiunile de gabarit ale motoarelor asincrone cu rotorul în scurcircuit, din seria unitară, construcție cu tălpi.

2.4. Stabilirea puterii, turației și momentului la nivelul fiecărui arbore al reductorului

După repartizarea rapoartelor de transmitere pe treptele de reducere, se determină turațiile arborilor. Se folosește relația de definiție a raportului de transmitere;

A (6)
Corespunzător fiecărui arbore al reductorului turațiile se exprimă astfel;

A (7)
Ținând seama de pierderile de putere, implicit de randamentele cuplelor de frecare, rezultă puterile pe fiecare arbore al reductorului;

a. (9)

Cunoscând turația și puterea pe fiecare arbore, se pot determina momentele de torsiune folosind relațiile;

A (10)

CAPITOLUL III

Transmisia prin curele trapezoidale

3.1. Date de proiectare

Puterea de calcul la arborele conducător:

Turația roții de curea conducătoare:

Regimul de lucru al transmisiei:

Raportul de transmitere:

5. Felul transmisiei

– transmisia este demultiplicatoare

– transmisia este multiplicatoare

Fig. 2 Elemente geometrice ale unei transmisii prin curele cu

ramuri deschise și axe paralele

Unde:

γ unghiul dintre ramurile curelei

β1,2 unghiurile de înfășurare la roata mică(mare) de curea

Dp1,2 diametrul primitiv al roții mici(mari) de curea

A distanța dintre axe

X cota de modificare a distanței între axe A necesară întinderii curelei

Y cota de modificare a distanței între axe A necesară montării sau înlocuirii curelei(curelelor).

3.2. Alegerea tipului de curea trapezoidală

Tipul curelei(profilul curelei) se alege din nomograma pentru curele trapezoidale clasice(fig.3) sau nomograma pentru curele trapezoidale înguste(fig.4), de preferat este să se aleagă curele trapezoidale înguste.

Fig. 3 Nomogramă pentru alegerea tipului de curea trapezoidală clasică.

Fig. 4 Nomogramă pentru alegerea tipului de curea trapezoidală îngustă.

3.3. Calculul geometric

Diametrul primitiv al roții mici(Dp1)

Se alege constructiv în funcție de tipul curelei trapezoidale, dar funcție și de parametrii inițiali ai roții mici(putere, turație), după care trebuie standardizat conform STAS 1163 – 71, (T.1).

T.1

Diametrul primitiv al roții marii(Dp2)

Unde

ξ este coeficient de alunecare, având o valoare de 2%

standardizat din T.1

Diametrul primitiv mediu al roților de curea

Diametrul primitiv al rolei de întindere(Dp0)

Determinarea preliminară a distanței dintre axe când

aceasta nu este impusă(A)

Calculul lungimii primitive a curelei(Lp)

Lungimea primitiva a curelei se standardizează conform STAS 1163 – 71,

T.2

Unghiul dintre ramurile curelei(γ)

Unghiul de înfășurare la roata mică de curea(β1)

Unghiul de înfășurare la roata mare de curea(β2)

Calculul definitiv a distanței dintre axe(A)

Viteza periferică a curelei(v1):

Care trebuie să verifice următoarele condiții;

, pentru curele clasice

, pentru curele înguste

Coeficientul de funcționare(Cf)

Funcție de tipul mașinii de antrenare și felul transmisiei se alege coeficientul de regim de lucru(Cf), conform STAS 1163 – 71, tabel T.3

Coeficientul de lungime(CL)

Se adoptă funcție de lungimea și profilul curelei, conform STAS 1163 -71, tabel T.4.

T.3.

T.4

Coeficientul de înfășurare(Cβ)

Se adoptă conform STAS 1163 -71,

Puterea nominală transmisă de o curea(P0)

Se adoptă conform tabelului T.5, STAS 1163 -71

Numărul de curele(z0, z)

I – Preliminar:

II – Definitiv:

z-este număr întreg

unde:

– cz –se adoptă din tabelul T.6.

T.6

Numărul de roți ale transmisiei (x):

Frecvența încovoierilor curelei (f):

Forța utilă, ce trebuie transmisă(Fu):

Forța de întindere inițială a curelei (Fo):

Forța de apăsare pe arbori (Fa):

Cotele de modificare a distanței dintre axe (X, Y)

3.4. Elemente constructive ale roții de curea

conform prescripțiilor date de STAS 1162-67

Fig. 5 Elemente constructive ale roții de curea .

Funcție de profilul curelei se adopta secțiunea canalului dupa cum urmează: T.7

Dimensiunile și abaterile limită ale secțiunilor canalelor roților de curea., prezentate în figura 5, se aleg din tabelul T.7.

T.8

– lp – lățimea primitivă a canalului

– nmin – înălțimea canalului deasupra liniei primitive

– mmin – adâncimea canalului sub linia primitivă

– f – distanța dintre axa secțiunii canalului extrem și marginea vecină a roții

– α – unghiul canalului

– r – raza de rotunjire a marginii canalului

– Dp – diametrul primitiv al roții de curea

– Di – diametrul interior al roții

– De – diametrul exterior al roții

– B – lățimea totală a roții:

– z – numărul de canale corespunzător numărului de curele

Pentru sistemul de proiectat se alege secțiunea canalului z cu următoarele dimensiuni:

3.5. Materiale pentru roți de curea

Roțile de curea trebuie să îndeplinească următoarele cerințe :

– să fie bine centrate pe arbore ;

– să fie echilibrate ;

– să asigure aderență bună fără a uza cureaua .

Cele mai utilizate materiale sunt:

– fonta, FC15-pentru v<30 m/s

– oțelul

– aliaje de aluminiu

– materiale plastice

Procedee de realizare a roților de curea sunt: turnarea , ambutisate+sudură etc.

CAPITOLUL IV

4. Proiectarea reductorului de turație

4.1. Proiectarea angrenajului. Calculul de predimensionare

Date de proiectare:

Puterea de calcul la arborele I al reductorului:

Turația pe arborele I al reductorului:

Momentul de torsiune la arborele I al reductorului:

Raportul de transmitere al angrenajului:

Regimul de lucru al transmisiei:

Durata de funcționare:

calculul vitezei periferice:

Stabilirea clasei de precizie a angrenajului:

Precizia de execuție a angrenajului și a roților dințate este determinată de clasa de precizie, de rugozitatea flancurilor și de jocul dintre flancuri corespunzător tipului de ajustaj ales pentru roțile în angrenare. Corespunzător vitezei periferice va rezulta treapta de precizie(conform T.1). Proiectantul de angrenaje trebuie să cunoască metoda și tehnologia de fabricare a angrenajului pe care îl proiectează, pentru a garant interschimbabilitate roților dințate și a angrenajelor, respectiv o bună funcționare și o execuție într-un sistem de toleranțe care să asigure precizia geometrică. Pentru toate tipurile de angrenaje sunt stabilite 12 clase de precizie, notate de la 1 la 12. Pentru angrenajele cilindrice, clasele 1,2,12, nu se prevăd toleranțe. STAS-rile care cuprind date referitoare la execuția angrenajelor sunt:

STAS 6273 –angrenaje cilindrice;

STAS 7395 –angrenaje cu cremalieră;

STAS 6460 –angrenaje conice și hipoide;

STAS 6461 –angrenaje melcate cilindrice;

STAS 12192 – pentru alegerea treptelor de precizie și rugozității danturii la angrenaje .

T.1

Alegerea treptei de precizie funcție de viteza periferică, coroborat cu procesul tehnologic final de execuție a roților dințate(T.2), se va stabili pe baza schemei tehnologice(Fig.1.) operațiile tehnologice între semifabricat – roată dințată(produs final).

Treapta de precizie aleasă este 7 – 8

Tipul danturii este: – dreaptă

Procesul tehnologic, pe baza figurii 1 este unul din cele 7 existente după cum urmează:

Semifabricat

Degrosare

Tratament termic de inbunatatire

Strunjire de finisare

Rectificare finala

În tabelul T.3. sunt date recomandări privind rugozitățile flancurilor dinților funcție de treapta de precizie.

T.3

Stabilirea mai exactă a rugozității flancurilor corelată cu procesul final de execuție al roții dințate este dat în tabelul T.4.

T.4.

Fig. 1.Tehnologi de realizare roților dințate

T.2.

Materiale utilizate în construcția roților dințate

Roțile dințate se pot executa dintr-o gamă foarte largă de materiale: oțeluri laminate, forjate sau turnate, fonte, bronzuri, alame, aliaje de aluminiu, materiale sinterizate. Materialele nemetalice folosite în construcția roților dințate au caracteristici mecanice reduse și sunt folosite pentru roți dințate mai puțin încărcate, avantajul lor este că au o funcționare mai silențioasă decât cele realizate din materiale metalice.

Otelurile sunt principalele materiale utilizate în construcția roților dințate din punct de vedere al proprietăților mecanice și a prelucrabilității. Otelurile folosite se împart în oțeluri moi, cu duritate superficială mică sau medie (), otelurile de îmbunătățire sau normalizate și oteluri dure (), otelurile ce pot fi durificate superficial prin cementare, nitrurare, ioninitrurare, calire prin CIF sau cu flacără.

Oțelirile de îmbunătățire

Operația de îmbunătățire este tratamentul termic format din călire, urmat de o revenire înaltă, se realizează înaintea operației de danturare. Cele mai folosite oteluri de îmbunătățire sunt: OLC45, OLC55, OLC60, oțeluri aliate 40Cr 10, 33MoCr11, 41MoCr11, 50VCr11 etc.

Oțelirile de Cementare

Cementarea reprezintă îmbogățirea stratului superficial în carbon și se aplică otelurilor cu conținut scăzut de carbon. Danturarea se execută înaintea cementării, după cementare și călire urmând a se rectifica datorită deformărilor ce apar. Cele mai des folosite sunt otelurile carbon ce calitate: OLC11, OLC15, OLC 25 și otelurile aliate: 18MoCrNi13, 20MoNi35, 21MoMnCr12, 13CrNi30.

Se mai utilizează oțeluri călite superficial(CIF, flacără) după îmbunătățire: OLC45, 41MoCr11, 40Cr10 dar și oțeluri nitrurate(tratament termo-chimic de îmbogățire a stratului superficial cu azot, după care nu mai este nevoie de rectificare).

Pe baza acestor recomandări, direcții pentru alegerea materialului pentru realizarea angrenajului se alege materialul conform tabelului T.5.

T.5

După alegerea materialului seva ține cont si de tabelul T.6., caracteristicile mecanice ale materialelor folosite în construcția roților dințate.

T.6

Obs:

Otelurile cu (*) sunt de preferat. Valorile rezistenței la rupere () și ale () sunt indicate pentru materialul în stare normalizată.

La angrenajele confecționate din oteluri de îmbunătățire se recomandă ca duritatea flancurilor danturii pinionului să fie mai mare decât duritatea danturii roții conjugate și anume;

Pentru execuția angrenajului se va folosi materialul OLC 45

– STAS 880 – 80

– tratat – termic imbunatatit

– duritatea -Miez(HB) = 240

– rezistenta la rupere 620

– limita de curgere 360

– rezistenta limită de rupere prin oboseală la piciorul dintelui 236 – presiunea hertziană limită la oboseală 560

Elemente dimensionale ale angrenajului

Determinarea distanței dintre axe() și a modulului :

Distanța minimă dintre axe se determină din condiția ca dantura angrenajului proiectat să reziste la oboseală, la presiunea hertziană de contact (pitting). Relația de calcul este:

Unde:

– KH –factorul global al presiunii hertziene de contact.

– KH = 80000-90000 Nmm2, pentru

– KH = 110000-120000 Nmm2, pentru , se va adopta pentru proiectare valori medii ale intervalului.

– Ks – factorul de suprasarcină se alege conform tabelului următor;

– – momentul de torsiune pe arborele pinionului

–

– – raportul de transmitere al angrenajului.

–

– b/d1- raportul dintre lățimea danturii și diametrul de divizare al pinionului, se adopta după cum urmează;

În construcția reductoarelor de turație distanța dintre axe este standardizată, astfel;

Obs: Sunt de preferat cele din șirul I.

Se adoptă distanța dintre axe a12 min= 50 , pentru care trebuie să satisfacă condițiile:

Modulul normal minim necesar al danturii roților dințate():

Modulul minim al danturii roților dințate care formează angrenajul se determină din condiția ca dantura roților să reziste la rupere prin oboseală la piciorul dintelui. Relația de calcul a modulului minim este;

Unde:

– Kf – factorul global al efortului unitar de la piciorul dintelui.

– Kf=2…2.2 pentru – pentru danturi nedurificate

– Kf=1,6…1,8 pentru – pentru danturi durificate

– – rezistența limită de rupere prin oboseală la piciorul dintelui.

În construcția reductoarelor de turație modulul este standardizată, astfel;

Obs: Sunt de preferat cele din șirul I.

Se adoptă distanța dintre axe m min= 1 , pentru care trebuie să satisfacă condițiile:

Stabilirea unghiului de înclinare al roților dințate:

se alege , pentru roți cu danturi

se alege , pentru roți cu danturi

Calculul numărului de dinți al roților dințate care formează angrenajul

Se determină mai întâi numărul maxim de dinți , al piciorului, din considerente geometrice și cinematice al angrenajului.

Parametrii care intervin sunt adoptați anterior

Numărul de dinți , al pinionului se recomandă a se alege la valoarea întreagă imediat mai mică decât , și trebuie să îndeplinească următoarele condiții;

să fie mai mare sau egal cu 14. Această condiție nu este satisfăcută totdeauna, mai ales la angrenajele cu danturi durificate superficial .Pentru a fi satisfăcută se adoptă pentru , imediat superioară, se recalculează , se adoptă și se calculează , se face acest lucru până când .

Dacă numărul de dinți este cuprins între se va avea în vedere ca la alegerea deplasării specifice , a danturii pinionului, să fie verificată condiția de evitare a subtăierii danturii.

După ce s-a ales numărul de dinții ai pinionului se recalculează modulul normal al danturii cu relația;

Se adoptă conform STAS 822-82

Determinarea numărului de dințiai roții conjugate

Se recomandă dacă este posibil ca numerele de dinți să fie prime între ele. Aceasta se obține fie adăugând sau scăzând un dinte la roata dințată conjugată.

Determinarea distanței de referință dintre axe

Între distanța dintre axe standardizată și distanța de referință dintre axe trebuie să existe relațiile.

a) pentru angrenaj deplasat pozitiv

b)

Dacă condițiile nu sunt îndeplinite se pot modifica;

– – adăugând sau scăzând un dinte

– – unghiul de înclinare

– – modulul normal al danturii adoptând o valoare imediat superioară, dar recalculând numărul de dinți , și refăcând calculele.

Concluzii:

În urma calcului de predefinire a angrenajului se stabilesc:

– – distanța dintre axe( standardizată)

– – modulul normal al danturii(standardizat);

– – unghiul de înclinare

– z1, z2 numărul de dinți ai pinionului respectiv ai roții dințate conjugate;

– a012- distanța de referință dintre axe.

2. Numărul de dinți z1, z2 adoptați pentru pinion și pentru roata dințată trebuie să fie astfel ales astfel încât abaterea raportului de transmitere să fie mai mică de 3% astfel;

Dacă această condiție nu este îndeplinită se modifică numărul de dinți ai roții conjugate sau chiar ai pinionului cu observația că dacă se modifică și numărul de dinți ai pinionului trebuie recalculat modulul danturii și restandardizat;

4.2 Calculul geometric al angrenajului cilindric

Elementele cremalierei de referință:

– – unghiul profilului de referință standardizat;

– – coeficientul înălțimii capului de referință;

– – coeficientul înălțimii piciorului de referință

– – jocul de referință la picior.

Calculul deplasărilor specifice ale danturii

– unghiul profilului în plan frontal ;

– unghiul de rostogolire frontal (wt);

– suma deplasărilor specifice ale danturii roților în plan normal;

Sub aspectul deplasării de profil, angrenajele sunt caracterizate de deplasarea însumată și pot fi diferențiate următoarele cazuri:

1) iar – angrenaje zero;

2) iar – angrenaje zero deplasate;

3) iar – angrenaje deplasate. Dacă angrenajele sunt deplasate minus, iar dacă angrenajele sunt deplasate plus.

Deplasarea profilelor a apărut ca un mijloc de evitare a interferenței și este larg utilizată în prezent pentru confecționarea unor angrenaje cu calități deosebite deoarece nu necesită cheltuieli suplimentare fașă de cel nedeplasat.

Principalele îmbunătățiri obținute prin deplasarea profilelor sunt:

– mărirea rezistenței dintelui la bază, prin deplasare pozitivă;

– reducerea uzurii flancurilor prin egalizarea valorilor pentru alunecările specifice, prin deplasare simetrică (angrenaj zero deplasat);

– repararea angrenajelor fără înlocuirea roții de diametru mare, prin deplasarea negativă a acesteia;

– mărirea rezistenței flancului dintelui și asigurarea unor condiții superioare de ungere.La alegerea deplasării specifice a danturii pinionului trebuie avut în vedere ca deplasarea specifică să fie suficient de mare pentru a evita subtăierea. Conform normei DIN 3992 , și în funcție de criteriul urmărit, se alege conform fig.1;

– , pentru danturi cu alunecări egalizate

– , pentru danturi cu portanță mare la flanc și picior

– , pentru obținerea unui grad mare de acoperire.

A) Scopul principal, este obținerea unei portanțe mari, frecvent se adoptă ,

B) ISO TC 60 recomandă

– pentru – angrenaje zero deplasate

– pentru – angrenaje zero deplasate cu deplasările specifice

– pentru – propune angrenaje deplasate cu deplasările specifice

– pentru – tot angrenaje deplasate

C) Se recomandă și următorul mod de adoptare al deplasărilor specifice ce rezultă din rezolvarea sistemului;

, este cel adoptat, sau se calculează.

D) repartizarea pe roți se face conform fig. 2 pentru angrenaje cu raport de transmitere (reductoare) și conform fig.3 pentru respectiv cu raport de transmitere (amplificatoare de turație). Cu valorile pe abscisă și se determină un punct aparținând dreptei D din familia fascicolului de drepte din figură. Pe dreapta D astfel determinată, pentru numerele pe abscisă, se găsesc pe ordonată deplasările , respective .

Fig.1

Fig.2

Fig.3

E) O metodă mai simplă și rapidă, adoptată de British Standards (BS PD 6457) recomandă pentru aplicații de uz general relația:

Parametrii de bază ai angrenajului

– modulul frontal

– diametrele de divizare:

– diametrele de bază

-. diametrele de rostogolire

– diametrele de picior

– diametrul de cap :

– înălțimea dinților

– unghiul de presiune la capul dintelui în plan frontal

– arcul dintelui pe cercul de cap în plan frontal:

Pentru evitarea subtăierii dintelui la cap, ca urmare a ascuțirii accentuate se recomandă:

, pentru roți din material de îmbunătățire.

, pentru roți cu danturi durificate superficial

Dacă aceste condiții nu sunt îndeplinite se recurge la modificarea repartiției deplasărilor specifice, sau în cel mai rău caz la reducerea diametrelor de vârf cu rezerva de a verifica gradul de acoperire.

– lățimea roților dințate

, s-a adoptat anterior

Verificarea condițiilor de funcționare corectă a angrenajului:

– gradul de acoperire al profilului

– gradul de acoperire datorită înclinării dinților:

– gradul de acoperire total:

Se recomandă:

, pentru angrenaje cu precizie 5, 6, 7.

, pentru angrenaje cu precizie 8, 9, 10, 11.

– numărul minim de dinți ai roților:

CAPITOLUL V

Proiectarea arborilor

5.1. Date de proiectare

– momentele de torsiune pe fiecare arbore

Mt1=7900[N·mm]

Mt2=13370[N·mm]

turația arborilor

n1=1244[rot/min]

n2=691,1 [rot/min]

– modul de rezemare

– cu rulmenți

5.2.Forțele care acționează pe arbore:

Arborii sunt solicitați la torsiune și încovoiere, ca urmare a forțelor introduse de angrenaje și elementele flexibile.

– forțele tangențiale:

Ft1=442,3[N]

Ft2=41594[N]

– forțe axiale

Fa1=……-…[N]

Fa2=……-…[N]

– forțele radiale

Fr1=160.98[N]

Fr2=151.39[N]

5.3 Forțele din arborele I datorate întinderii curelei

Fig.1. Încărcarea arborelui I, de către transmisia prin curele

Calculul tensiunilor din curea:

Unde:

– μ=coeficient de frecare, μ=0,30

– β2=201.9º =3.52[rad]

– γ=21.90º =2.38[rad]

–

Rezultanta:

Sa cos θ =230.11[N]

Sa sin θ =9.25[N]

5.4 Stabilirea planelor în care acționează forțele

În capitolul precedent s-au calculat forțele ce apar în angrenaj cilindric cu dantură înclinată(Fig.2), forțele tangențiale, radiale precum și cele axiale, dar si forțele date de transmisia prin curele, luându-se în considerare că reductorul este dispus în plan orizontal, arborii, se încarcă astfel.

Fig.2.Forțele din angrenajul cilindric cu dantură înclinată

Arborele:1 (de intrare)

Fig. 3 Forțele din arborele de intrare

Arborele 2(de ieșire)

Fig. 4 Forțele din arborele de intrare

Predimensionarea arborilor (d) se obține din condiția ca arborele să reziste la torsiune (Mt), admițând valori reduse ale tensiunilor admisibile τ at= 15 ÷ 30 N/mm².

Capetele de arbori() ce fac legătura între diferitele părți ale transmisiei mecanice sau între transmisie și motorul electric de acționare respective mașina de lucru sunt standardizate (Anexa 5.1 – 250 – F ). Calculul diametrelor capete arborilor, 1(intrare), 2(ieșire) se face după cum urmează:

Fig. 5 Capete de arbori

5.5 Stabilirea distanței dintre reazeme și a poziției forțelor față de reazeme

Stabilirea distanței dintre reazeme și a poziției forțelor față de reazeme, pentru arborele 1, se face conform schemei:

Fig.6 Arborele de intrare dintr-un reductor cilindric cu o treaptă

Fig.7 Arborele de ieșire dintr-un reductor cilindric cu o treaptă

Stabilirea distanței dintre reazeme și a poziției forțelor față de reazeme, pentru arborele 2, este aceeași ca pentru arborele 1, unde se face un calcul al lungimilor l1, l2, l3, l , conform tabelului următor:

Unde:

– B – lățimea roții de curea

– w – valoarea lățimii corpului reductorului în zona de montare a rulmenților, astfel:

– x – distanța dintre două roți vecine pe același arbore, sau dintre roată și carcasă, astfel: x=10 ÷ 15 mm.

După ce se stabilește lungimea arborelui I, II, III, se ridică diagramele de momente în fiecare plan; [V] și [H] conform fig 2, și 3, se obține diagramele de moment în plan [MiV] și plan orizontal [MiH].

Se ridică diagrama de moment rezultant:

,

Se calculează diagrama de moment echivalent pe baza relațiilor următoare:

Unde:

, sunt dați în tabelul următor

Diametrul arborelui la mijloc, unde se montează roata dințată, se calculează cu relația:

Obs:

dacă roata se va monta pe arbore cu o pană, diametrul arborelui se va mări cu 4%, iar pentru două pene, arborele se va majora cu 7-10% (Crudu I., pag. 59 – 4.36).

Ca mărime rulmentul se alege în funcție de diametrul fusului (dfus) pe care se montează, diametrul se alege constructiv în funcție de diametrul capătului de arbore(dca), astfel:

Deși rulmenții folosiți la rezemarea unui arbore dintr-o transmisie mecanică, nu sunt solicitați de sarcini – reacțiunile nu sunt de regulă egale, se recomandă alegerea aceluiași tip de rulment în cele două reazeme din considerente de interschimbabilitate.

5.6. Proiectarea formei arborilor

Forma constructivă a arborilor trebuie să îndeplinească următoarele condiții:

– realizarea rolului funcțional al arborelui, ceea ce înseamnă realizarea unei rotiri centrate a pieselor montate pe el.

– mărirea rezistenței la oboseală.

– dacă arborele are mai multe pene acestea se va dispune după aceeași generatoare.

Prezența canalelor de pană slăbește rezistența arborelui de aceea, diametrele se măresc cu 3…5% pentru un singur canal de pană, și cu 10% pentru două canale de pană dispuse diametral.

Fig.7.Arborele de intrare, formă constructivă, pentru

Prioectarea formei finale a arborilor

Forma constructivă a arborilor trebuie să îndeplinească următoarele condiții:

– realizarea rolului funcțional al arborelui, ceaa ce înseamna realizarea unei rotiri centrice a pieselor montate pe el;

– mărirea rezistenței la oboseală;

dacă arborele are mai multe pene acestea se vor dispune după aceeași generatoare.

Prezența canalelor de pană slăbește rezistența arborelui, de aceea aceste diametre se măresc cu 3 – 5 % pentru un singur canal de pană și cu 7 – 10 % pentru doauă canale de pană dispuse diametral.

CAPITOLUL VI

Alegerea rulmenților și verificarea lor

Construcția rulmenților se face în fabrici specializate, dimensionarea lor interesează mai puțin pe beneficiar.

Important este ca să știe cum trebuie ales un rulment astfel ca să funcționeze sub acțiunea unei sarcini date, la o turație de regim cunoscută, o anumită perioadă de timp impusă.

Durabilitatea rulmentului reprezintă numărul de rotații exprimat în milioane, la care rezistă până la apariția primelor semen de oboseală.

În general rulmenții nu se pot fi executați identici, durabilitatea diferă destul de mult de la rulment la rulment, în cadrul aceluiași lot de rulmenți, cu aceleași dimensiuni și la solicitări exterioare identice. Astfel putem defini durabilitatea nominală (de bază) , ce reprezintă durata de funcționare în milioane de rotații atinsă de cel puțin 90% dintr-un lot de rulmenți supuși aceleiași solicitări, fără să apară semne de oboseală.

Statistico-matematic relația de legătură dintre sarcina P și durabilitatea nominală a rulmenților L10 este dată de relația următoare;

p – exponent, și poate avea valori: – în cazul rulmenților cu bile

– în cazul rulmenților cu role

C – capacitatea de încărcare dinamică de bază sau , ca sarcină radială (la rulmenți radiali) respective, sarcină axială (la rulmenți axiali) de valoare și direcție constantă la care este încercat un lot de rulmenți la același tip de dimensiuni astfel să atingă durabilitatea de bază de un milion de rotații.

Durabilitatea nominală “L10” se calculează cu relația

Sarcina dinamică echivalentă “” se calculează astfel:

Notă:

Pentru rulmenți – radiali cu bile pe un singur rând se ia: X=1, Y=0

– axiali cu bile se ia: X=0; Y=1.

Arborele I

Date de intrare

= 26280 ore

= 14 [mm]

= 20 [mm]

= 160,98 [N]

= – [N]

= 1244

e- tangenta unghiului format de rezultanta și perpendiculara pe axa rulmentului

Funcție de (), capacitatea de încărcare a rulmentului, tipul de montaj se adoptă:

– rulment radial cu bile

– cu role, cu următoarele caracteristici

– = 20

– = 42

– = 12

– = 1

– =.

– =

– Simbol. 6004 [ATLAS – Crudu I. pag. 73 – 88]

Rulmenții radial-axiali cu bile sau role conice se montează pe arbore totdeauna perechi. Mărimea și direcția forțelor axiale preluate de fiecare rulment depind de montajul acestora(în “O”- pentru arbori cu roți în consolă și în “X”- pentru arbori care au roțile simetrice între lagăre).

Verificarea rulmenților

Se calculează:

Durabilitatea nominală a rulmentului este luată din tabele atunci când nu este dată prin tema de proiectare, astfel

12000…30000 ore pentru reductoare și cutii de viteză

1000…10000 ore pentru motoare electrice mici

10000…15000 ore pentru motoare electrice de serie

20000…30000 ore pentru motoare electrice staționare mari

Se calculează sarcina dinamică echivalentă “” se calculează astfel:

Unde:

– când se rotește inelul interior (de regulă )

– când se rotește inelul exterior (mai rar).

Se calculează și se compară cu valoarea variabilei e. se aleg coeficienții de transformare,, dați în cataloagele de rulmenți, funcție de raportul și de tipul rulmenților. Se calculează capacitatea de încărcare dinamică necesară a rulmentului cu ajutorul formulei.

, aceasta se compară cu capacitatea de încărcare dinamica, dată în cataloage de rulmenții

și

Verificarea la durabilitate

Se calculează durabilitatea nominală, cu relația:

Se calculează durabilitatea nominală(de bază) în milioane de rotații, cu relația:

prin tema de proiectare

Arborele II

Date de intrare

= 26280 ore

= 16 [mm]

= 25 [mm]

= 151,39 [N]

= 0 [N]

= 691

e- tangenta unghiului format de rezultanta și perpendiculara pe axa rulmentului

Funcție de (), capacitatea de încărcare a rulmentului, tipul de montaj se adoptă:

– rulment radial cu bile

– cu role, cu următoarele caracteristici

– = 25

– = 47

– = 12

– = 1

– =

– =.

– Simbol 6005 ATLAS – Crudu I. pag. 73 – 88]

Rulmenții radial-axiali cu bile sau role conice se montează pe arbore totdeauna perechi. Mărimea și direcția forțelor axiale preluate de fiecare rulment depind de montajul acestora(în “O”- pentru arbori cu roți în consolă și în “X”- pentru arbori care au roțile simetrice între lagăre).

Verificarea rulmenților

Se calculează:

Durabilitatea nominală a rulmentului este luată din tabele atunci când nu este dată prin tema de proiectare, astfel

12000…30000 ore pentru reductoare și cutii de viteză

1000…10000 ore pentru motoare electrice mici

10000…15000 ore pentru motoare electrice de serie

20000…30000 ore pentru motoare electrice staționare mari

Se calculează sarcina dinamică echivalentă “” se calculează astfel:

Unde:

– când se rotește inelul interior (de regulă )

– când se rotește inelul exterior (mai rar).

Se calculează și se compară cu valoarea variabilei e. se aleg coeficienții de transformare,, dați în cataloagele de rulmenți, funcție de raportul și de tipul rulmenților. Se calculează capacitatea de încărcare dinamică necesară a rulmentului cu ajutorul formulei.

, aceasta se compară cu capacitatea de încărcare dinamica, dată în cataloage de rulmenții

și

Verificarea la durabilitate

Se calculează durabilitatea nominală, cu relația:

Se calculează durabilitatea nominală(de bază) în milioane de rotații, cu relația:

prin tema de proiectare

CAPITOLUL VII

Alegerea cuplajului

În alegerea cuplajului optim, pentru anumită transmisie mecanică se impune să se cunoască următoarele;

– momentul de torsiune ce trebuie transmis de cuplaj

– valorile maxime estimate

– domeniul de variație al turației arborilor cuplaților

– poziția relativă a arborilor atât în timpul montajului cât și în funcționare

– caracteristicile mecanice și funcționale ale celor două părți ale transmisiei, legate prin cuplaj: momente de inerție reduse la arborele cuplajului; modul de variație al vitezei unghiulare a celor doi arbori

– condițiile de funcționare, mediul ambiant, durate de funcționare.

– posibilități de legare a cuplajului cu arborii transmisiei prin pene, caneluri, flanșe.

– caracterul necesar al legăturii realizate de cuplaj: permanentă sau intermitentă

– dimensiuni de gabarit maxim admis pentru cuplaj.

Pentru a satisface una sau mai multe din funcțiile principale ale cuplajelor(transmiterea de mișcare și moment, comandă, limitare de sarcină, protecție vibrații, șoc, compensări, limitare turație și sens) avem:

cuplaje cu flanșe(CFO sau CFV)

cuplaje cu bolțuri (CEB)

cuplaj elastic cu disc frontal(CED)

Mărimea cuplajului se alege în funcție de diametrul capătului de arbore pe care se montează, dar și de momentul de torsiune nominal, luând în considerare regimul de lucru al mașinii antrenate dar și cel al mașinii motoare, prin intremediul unui coeficient de serviciu indicat în tabelar în literatura de specialitate, respectând relația:

Unde:

– – momentul de torsiune de calcul

– – momentul de torsiune transmis de arborele respectiv

– – momentul de torsiune nominal transmis de cuplaj

– – coeficient de siguranță sau de suprasarcină.

Pentru diverse tipuri de cuplaje, și un calcul mai exact,o mai bună siguranță în exploatare,coeficientul de suprasarcină are expresia:

Asigurarea transmiterii mișcării între arbori strict coaxiali se face prin:

manșon monobloc

prin știfturi

prin pene- paralele

– disc

prin caneluri

Marimea cuplajului 1; diametru d = 16 ; tranzmite momentul nominal ,satisface conditia

D = 88

CAPITOLUL VIII

Alegerea și verificarea asamblărilor organelor de mașini pe arbori

Asamblările din transmisie sunt:

– roată de curea: – asamblare cu pană paralelă(motor)

– asamblare cu strângere pe con, asamblare cu pană paralelă(arbore I, al reductorului)

– roată dințată – pană paralelă

– semicuplaj – caneluri paralele

– pane disc

Conform diametrului arborelui unde se face asamblarea se alege pana STAS b×h=

Lungimea penei se va calcula cu formula

, unde .

Se adoptă lungimea penei → pana b×h×l STAS

Efortul unitar de forfecare al penei se determină cu:

Verificarea penei alese Efortul unitar de strivire