Proiectarea Unui Dispozitiv DE Intoarcere CU Centrul Mobil

Capitolul 1

Calculul preliminar al dispozitivului

de întoarcere cu centrul mobil.

1.1. Alegerea motorului electric de antrenare.

1.2. Alegerea cuplajului elastic cu bolțuri.

Capitolul 2

Proiectarea mecanismelor principale

ale dispozitivului de întoarcere.

2.1. Calculul geometric al angrenajului melcat cilindric – zero.

2.2. Forțele din angrenajul melcat cilindric.

2.3. Calculul transmisiei cu roți dințate (roată dințată – sector dințat).

2.4. Forțele din angrenajele cilindrice cu dinți drepți

2.5. Diagrama de eforturi la axul dințat

Capitolul 3

Proiectarea mecanismelor de basculare

3.1. Calculul geometric al angrenajelor dințate cilindrice, ale celor două trepte din reductorul de basculare

Capitolul 4

Proiectarea reductorului principal

de acționare al dispozitivului

de întoarcere.

4.1 CALCULUL GEOMETRIC AL MECANISMULUI DE ÎNTOARCERE, MELC – ROATĂ MELCATĂ

4.2 Forțele din angrenajul melcat cilindric.

4.3 Proiectarea arborilor.

4.4 Proiectarea lagărelor arborelui melcat al mecanismului de orientare și fixare

Pagini 40

=== PROIECT maps ===

Capitolul 1

Calculul preliminar al dispozitivului

de întoarcere cu centrul mobil.

1.1. Alegerea motorului electric de antrenare.

Se consideră schema bloc a unui agregat unde transmisia mecanică (T.M.), se intercalează între mașina motoare (M.M.) și mașina de lucru (M.L.) care deservește un anumit proces tehnologic, figura 1.1:

Fig. 1.1. Schema bloc a unui agregat

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)[4]pag.12

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

ωr = [s-1] (0.2)[4]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)[4]pag.12

ωm = iωr [s-1] (0.4)[4]pag.12

nm = [rot/min] (0.5)[4]pag.12

Mm = Mri sau Mm = [Nmm] (0.6)[4]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)[4]pag.16, pentru motoarele asincrone trifazate (ASI), iar elementele de gabarit corespunzătoare din tabelul (0.5)[4]pag.16 pentru construcția cu tălpi, respectiv cu flanșă.

Se alega din tab.(0.1)[1]pag.17, un motor ASI 80 – 19 – 2, 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)[1]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)[1]pag.18.

Schița de principiu a motorului electric, cu principalele dimensiuni de gabarit puse-n evidență se prezintă în figura 1.2.

Fig. 1.2. Motor electric asincron trifazat, construcție cu tălpi

1.2. Alegerea cuplajului elastic cu bolțuri.

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

ML =MCCS [Nm] (10.1) [1]

unde:

CS =CS1 CS2 ;coeficient de serviciu;

CS1 =1,75; coeficient ce ține seama de consecințele distrugerii cuplajului, tabelul (10.3) [1];

CS2 =1,55; coeficient ce ține seama de mașina motoare și cea de lucru, pe care le cuplează, tabelul (10.4) [1].

MC =Mt1 =3549,5 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. 1.3 Semicuplaj elastic cu bolțuri, varianta N

n1 =2950 rot/min, turația cuplajului

ML =MC CS1CS2 = 9628 Nmm =9,628 Nm

Din [1], 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 (2.1):

Se verifică la solicitarea de strivire manșonul de cauciuc:

σs =MPa σas

unde:

D1 =172 mm

ns =6 bucăți bolțuri

d3 =16 mm

l6 =l3 – l2 =30 mm

σas =5……7 MPa

Se verifică la solicitarea de încovoiere bolțurile:

σi =MPa σai

unde:

j = 5 mm

σai =90 MPa, pentru OLC 45 – materialul bolțului

materialul cuplajului elastic – OT 600

Capitolul 2

Proiectarea mecanismelor principale

ale dispozitivului de întoarcere.

2.1. Calculul geometric al angrenajului melcat cilindric – zero.

Algoritmul de calcul al angrenajelor geometrice, se prezintă în tabelul (11.14), [7], pagina 74.

tipul melcului : tab.[11.14] pag.76 : melc evolventic, ZE

melcul de referință:

unghiul profilului : αn = 200

coeficientul înălțimii capului spirei melcului : ha* = 1

coeficientul jocului radial : c* = 0,2

coeficientul înățimei spirei : h* = 2,2

coeficientul grosimii de calcul a spirei : s0* = 0,5π = 1,5708

distanța dintre axe, aw: aw = 300 mm

modulul (axial), m : m = 10

raportul de transmitere, u : u = 50

numărul de începuturi ale melcului, z1: z1 = 1

numărul de dinți ai roții, z2: z2 = 50

coeficientul diametral al melcului, q: q = 10

sensul elicei melcului: dreapta

Parametrii de bază ai angrenajului :

– numărul de dinți ai roții, z2 , (pentru reductoare) :

z2 = uz1 = 501 = 50

– deplasarea specifică la roată, x :

se recomandă:

– diametrele de divizare, d1(2) :

– unghiul de pantă al melcului, γ :

tab.(14.47)[11] pag.100

γ = 5,71059 5042 ’38’’

– înălțimea capului spirei melcului, ha :

– înălțimea spirei melcului, h1 :

h1= m h* = 10 2,2 = 22 mm

– diametrul de cap (exterior) al melcului, da1 :

– diametrul de cap (exterior) al roții melcate, da2:

– diametrul maxim al roții, daM :

– raza de rotunjire a suprafeței exterioare a roții, R:

– lungimea melcului (a zonei cu dantură), b1:

b1= 220 mm tab.(14.46)[11] pag. 39, din condiția :

Dimensiunile nominale de control.

Pentru verificarea profilului și pasului spirei melcului.

– raza cilindrului director (într-un plan tangent la acest cilindru profilul melcului este rectiliniu), r :

pentru melc ZE

– unghiul profilului (într-un plan tangent la cilindrul director), α:

pentru melc ZE

– pasul spirei melcului, pE:

pE = π m z1 = π 10 1 = 31,416 mm

– pasul axial al melcului, pentru verificarea poziției relative a spirei melcului;

pE = π m = π 10 = 31,416 mm

Pentru verificarea poziției suprafețelor laterale (de lucru) ale spirelor melcului.

– coarda de divizare, :

– înălțimea la coarda de divizare, :

mm

unde : sin2() =0,014206

cos() = 0,9950371

– diametrul rolei de contact, D :

Dtab = 16,565 mm

se rotunjește conform tab.(14.15)[11] pag.39

– lungimea peste role, MD :

, pentru melci ZE, ZK1, ZN1

2.2. Forțele din angrenajul melcat cilindric.

Avem următoarele date inițiale de calcul :

Mt1 = 29589,7 Nmm

Mt2 = 1368508 Nmm

γw = 6,845480

cos(αn) = 0,9396926

cos(γw) = 0,9950371

tg(αn) = 0,3639702

Calculul forțelor din angrenajul melcat cilindric se face având în vedere relațiile de calcul din [7] pagina 150, și schema de calcul din figura 1.4:

Fig. 1.4 Forțele din angrenajul melcat cilindric

forța tangențială, Ft [N]:

forța axială, Fa [N] :

forța radială, Fr [N] :

forța normală, Fn [N] :

2.3. Calculul transmisiei cu roți dințate (roată dințată – sector dințat).

Algoritmul de calcul al danturilor cilindrice cu dinți drepți, se găsește în [6], tabelul (14.3).

Date inițiale :

– numerele de dinți :

z1 = 23

z1 = 160

– unghiul de înclinare al dintelui :

= 0

– modulul standardizat :

mn = 7

– modulul frontal :

– profilul de referință standardizat :

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

– unghiul profilului în plan frontal :

t = n = 20

– distanța dintre axe de referință, aw :

aw = 640,5 mm

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

– lățimea danturii :

b1 = b2 + (0,5 … 1,5)mn = 55 mm

Parametrii de bază ai angrenajului

– distanța dintre axe, a :

– unghiul de angrenare, w :

w = t = 20

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

unde :

x = 0

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

x1 = x2 = 0 (a = aw) , nu există deplasare de profil.

– diametrul de divizare, d :

d1 = mtz1 = 161 mm

d2 = mtz2 = 1120 mm

– diametrul de picior, df :

– înălțimea dinților, h:

– scurtarea dinților, h :

unde :

– diametrul de cap, da:

=175 mm

=1134 mm

– diametrul de bază, db :

151,29 mm

1052,455 mm

Verificarea calităților geometrice ale angrenajului

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

mm

unde :

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 drepți, 1,2

– gradul de acoperire axial, :

la angrenaje cu dinți drepți = 0

– gradul de acoperire total, :

= + =1,7346

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,

37,153 > 28,598

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

b = 0

Pentru verificarea poziției relative a dinților

– pasul angrenării,

Pentru verificarea poziției profilului de referință

– coarda constantă, :

– înălțimea la coarda constantă, :

– condiția de măsurare a coardei constante;

7,0659 < 32,7287 < 43,835

171,064 < 196,696 < 211,121

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 = t = 20

x2 = t = 20

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

3,05 dinți 3 dinți

18,27 dinți 19 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 = 12,423 mm

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

B1 = 2440’ =24,6666

B2 = 2049’=20,8166

– 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 = 166,4817 cos + 12,423 = 178,516 mm

MB2 = 1125,95 + 12,423 = 1138,37 mm

– condiția de măsurare a lungimii, MB

MB1da1 ; 178,516 175

MB2da2 ; 1138,37 1134

2.4. Forțele din angrenajele cilindrice cu dinți drepți

a) angrenajul cuplajului dințat

Se calculează forțele care acționează la capătul cu dantură al axului dințat, care angrenează cu manșonul dințat, calculăm doar forțele din butucul dințat (axul dințat).

Se calculează având în vedere relațiile din [1] tabelul (2.14), și figura de mai jos:

Fig. 1.5 Forțele din angrenajul cuplajului dințat

Date inițiale:

Mt1 = 101158 Nmm

d1= 42 mm

αw =α =200

– forța tangențială, Ft :

– forța radială, Fr :

– forța normală, Fn :

b) angrenajul roților dințate cilindrice cu dinți drepți

Se calculează forțele care acționează între roata dințată poz.12 și roțile dințate poz.11, roțile dințate poz.11 sunt montate pe axele port – sculă ale capului dublu ax.

Fig. 1.6 Forțele din angrenajele roților dințate cilindrice cu dinți drepți

Date inițiale:

Mt1 = 101158 Nmm

Mt2 = 74351,32 Nmm

d3= 60 mm

d4= 45 mm

αw =α =200

– forța tangențială, Ft :

– forța radială, Fr :

– forța normală, Fn :

2.5. Diagrama de eforturi la axul dințat

Se dau:

Ft1 = 4817,05 N

Ft2 = 5840,5 N

Considerând forța Q = Ft1 = 4817,05 N și forța R = 2 Ft3 cos300, calculul se va face doar în plan vertical, se calculează reacțiunile:

∑ (M)3 = 0 = R67 – H427 + Q45

H4 =N

∑ (M)4 =0 = Q72 – R40 – H327

H3 =N

Pentru verificare :

∑ (F)Y = Q – H3 – H4 + R = 0

Se calculează în continuare pentru trasarea diagramelor de echilibru :

în plan vertical (V)

1 – 3, x (0, 45)

M13 = Q x , M1 = 0

M3 = Q 45 = 4817,05 45 = 216767,25 Nmm

3 – 4, x (45, 72)

M34 = Q x – H3 (x – 45),

M3 = Q 45 = 4817,05 45 = 216767,25 Nmm

M4 = Q 72 – H3 27 = 233620,11 Nmm

2 – 4, x (0, 40)

M24 = R x, M2 = 0

M4 = R 40 = 5840,5 40 = 233620,11 Nmm

Fig. 1.7 Diagrama de eforturi ce solicită axul dințat

Capitolul 3

Proiectarea mecanismelor de basculare

3.1. Calculul geometric al angrenajelor dințate cilindrice, ale celor două trepte din reductorul de basculare

Algoritmul de calcul al danturilor cilindrice cu dinți drepți, se găsește în [7], tabelul (14.21).

Treapta I

Date inițiale :

– numerele de dinți :

z1 = 39

z1 = 40

– unghiul de înclinare al dintelui :

= 0

– modulul standardizat :

mn = 3

– modulul frontal :

– profilul de referință standardizat :

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

– unghiul profilului în plan frontal :

t = n = 20

– distanța dintre axe de referință, aw :

aw = 118,5 mm

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

– lățimea danturii :

b1 = b2 + (0,5 … 1,5)mn = 35 mm

Parametrii de bază ai angrenajului

– distanța dintre axe, a :

– unghiul de angrenare, w :

w = t = 20

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

unde :

x = 0

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

x1 = x2 = 0 (a = aw) , nu există deplasare de profil.

– diametrul de divizare, d :

d1 = mtz1 = 117 mm

d2 = mtz2 = 120 mm

– diametrul de picior, df :

– înălțimea dinților, h:

– scurtarea dinților, h :

unde :

– diametrul de cap, da:

=123 mm

=126 mm

– diametrul de bază, db :

109,944 mm

112,763 mm

Verificarea calităților geometrice ale angrenajului

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

mm

unde :

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 drepți, 1,2

– gradul de acoperire axial, :

la angrenaje cu dinți drepți = 0

– gradul de acoperire total, :

= + =1,711

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,

24,4152 > 21,2767

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

b = 0

Pentru verificarea poziției relative a dinților

– pasul angrenării,

Pentru verificarea poziției profilului de referință

– coarda constantă, :

– înălțimea la coarda constantă, :

– condiția de măsurare a coardei constante;

11,2367 < 22,22226 < 27,5739

11,7497 < 22,7352 < 28,10899

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 = t = 20

x2 = t = 20

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

4,83 dinți 5 dinți

4,94 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 = 5,493 mm

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

B1 = 2329’ =23,483

B2 = 23 24’=23,4

– 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 = 119,872 + 5,493 = 125,365 mm

MB2 = 122,868 cos + 5,493 = 128,26 mm

– condiția de măsurare a lungimii, MB

MB1da1 ; 125,365 123

MB2da2 ; 128,26 126

Treapta II

Date inițiale :

– numerele de dinți :

z1 = 3

z1 = 42

– unghiul de înclinare al dintelui :

= 0

– modulul standardizat :

mn = 3

– modulul frontal :

– profilul de referință standardizat :

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

– unghiul profilului în plan frontal :

t = n = 20

– distanța dintre axe de referință, aw :

aw = 118,5 mm

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

– lățimea danturii :

b1 = b2 + (0,5 … 1,5)mn = 45 mm

Parametrii de bază ai angrenajului

– distanța dintre axe, a :

– unghiul de angrenare, w :

w = t = 20

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

unde :

x = 0

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

x1 = x2 = 0 (a = aw) , nu există deplasare de profil.

– diametrul de divizare, d :

d1 = mtz1 = 111 mm

d2 = mtz2 = 126 mm

– diametrul de picior, df :

– înălțimea dinților, h:

– scurtarea dinților, h :

unde :

– diametrul de cap, da:

=117 mm

=132 mm

– diametrul de bază, db :

104,305 mm

118,4 mm

Verificarea calităților geometrice ale angrenajului

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

mm

unde :

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 drepți, 1,2

– gradul de acoperire axial, :

la angrenaje cu dinți drepți = 0

– gradul de acoperire total, :

= + =1,7102

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,

23,3728 > 20,212

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

b = 0

Pentru verificarea poziției relative a dinților

– pasul angrenării,

Pentru verificarea poziției profilului de referință

– coarda constantă, :

– înălțimea la coarda constantă, :

– condiția de măsurare a coardei constante;

10,2107 < 21,196 < 26,5018

12,7758 < 25,315 < 29,1737

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 = t = 20

x2 = t = 20

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

4,6 dinți 5 dinți

5,16 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 = 5,493 mm

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

B1 = 2338’ =23,6333

B2 = 2316’=23,2666

– 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

MB2 = 128,882 + 5,493 = 134,315 mm

MB1 = 113,855 cos + 5,493 = 119,185 mm

– condiția de măsurare a lungimii, MB

MB1da1 ; 119,185 117

MB2da2 ; 134,315 132

Capitolul 4

Proiectarea reductorului principal

de acționare al dispozitivului

de întoarcere.

4.1 CALCULUL GEOMETRIC AL MECANISMULUI DE ÎNTOARCERE, MELC – ROATĂ MELCATĂ

Algoritmul de calcul al angrenajelor geometrice, se prezintă în tabelul (14.40), [4], pagina 93.

tipul melcului : tab.[14.40] pag.93 : melc evolventic, ZE

melcul de referință:

unghiul profilului : αn = 200

coeficientul înălțimii capului spirei melcului : ha* = 1

coeficientul jocului radial : c* = 0,2

coeficientul înățimei spirei : h* = 2,2

coeficientul grosimii de calcul a spirei : s0* = 0,5π = 1,5708

distanța dintre axe, aw: aw = 60 mm

modulul (axial), m : m = 3

raportul de transmitere, u : u = 7

numărul de începuturi ale melcului, z1: z1 = 4

numărul de dinți ai roții, z2: z2 = 28

coeficientul diametral al melcului, q: q = 12

sensul elicei melcului: dreapta

Parametrii de bază ai angrenajului :

– numărul de dinți ai roții, z2 , (pentru reductoare) :

z2 = uz1 = 74 = 28

– deplasarea specifică la roată, x :

se recomandă:

– diametrele de divizare, d1(2) :

– unghiul de pantă al melcului, γ :

tab.(14.47)[11] pag.100

γ = 18,4349 18 026 ’5 ’’

– înălțimea capului spirei melcului, ha :

– înălțimea spirei melcului, h1 :

h1= m h* = 3 2,2 =6,6 mm

– diametrul de cap (exterior) al melcului, da1 :

– diametrul de cap (exterior) al roții melcate, da2:

– diametrul maxim al roții, daM :

– raza de rotunjire a suprafeței exterioare a roții, R:

– lungimea melcului (a zonei cu dantură), b1:

b1=70 mm tab.(14.46)[11] pag. 39, din condiția :

Dimensiunile nominale de control.

Pentru verificarea profilului și pasului spirei melcului.

– raza cilindrului director (într-un plan tangent la acest cilindru profilul melcului este rectiliniu), r :

pentru melc ZE

– unghiul profilului (într-un plan tangent la cilindrul director), α:

pentru melc ZE

– pasul spirei melcului, pE:

pE = π m z1 = π 3 4 = 37,699 mm

– pasul axial al melcului, pentru verificarea poziției relative a spirei melcului;

pE = π m = π 3 = 9,4247 mm

Pentru verificarea poziției suprafețelor laterale (de lucru) ale spirelor melcului.

– coarda de divizare, :

– înălțimea la coarda de divizare, :

unde : sin2() =0,09999

cos() = 0,94868

– diametrul rolei de contact, D :

Dtab = 4,4 mm

se rotunjește conform tab.(14.15)[11] pag.39

– lungimea peste role, MD :

, pentru melci ZE, ZK1, ZN1

4.2 Forțele din angrenajul melcat cilindric.

Avem următoarele date inițiale de calcul :

Mt1 = 4774,65 Nmm;

Mt2 = 92946,5 Nmm;

γw = 18,4349

cos(αn) = 0,9396926

cos(γw) = 0,94868

tg(αn) = 0,3639702

Calculul forțelor din angrenajul melcat cilindric se face având în vedere relațiile de calcul din [11] pagina 130, și schema de calcul din figura 3.1:

Fig. 1.8 Forțele din angrenajul melcat cilindric

forța tangențială, Ft [N]:

forța axială, Fa [N] :

forța radială, Fr [N] :

forța normală, Fn [N] :

4.3 Proiectarea 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.

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)[1]pag389

lungimea fusurilor pentru rulmenți:

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

lungimea fusurilor pentru lagăre de alunecare:

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

Legătura între tronsoane se face prin raze de racordare, pentru a reduce concentratorii de tensiune.

Avem date :

Pentru mecanismul de întoarcere, la axul melcat:

Avem : Mt1 = 4774,65 Nmm

Fa1 = 3717,86 N

d1=20 mm

Pentru simplificarea problemei se vor neglija forțele Fr1 și Ft1 și se va considera exclusiv efectul forței paralele cu axa Ox : Fa1.

Forța Fa1 se reduce în centrul de greutate, al secțiunii din mijlocul șurubului melc, aplicând în G, două forțe egale și de sens contrar (Fa1) și (- Fa1).

În figura 1.9, se prezintă diagrama de eforturi.

Fig. 1.9 Diagrama de eforturi arbore melcat

Astfel apare momentul concentrat, M0:

M0 = Fa1Nmm

Forța axială ce solicită melcul la întindere :

Fa1= 3717,86 N

Reacțiunile verticale vor fi egale și de sens contrar, deoarece nu acționează forțe verticale, astfel în plan vertical :

Se calculează reacțiunile în plan vertical (V):

∑ (M)B =0 = VA 90 – M0

VA =N

VB = – VA = – 413 N

În plan orizontal (H) :

HA = – Fa1= – 3717,86

În intervalul A – C, bara va fi supusă și la solicitarea de întindere.

Forțele tăietoare sunt constante pe tot intervalul A – B, deoarece nu sunt forțe verticale.

Momentele încovoietoare se calculează :

A – C, x € (0, 45)

MAC = – VA x, MA = 0

MC = – VA 45 = – 18585 Nmm

B – C, x € (0, 45)

MBC = + VB x, MB = 0

MC = VB 45 = 18585 Nmm

Se observă că momentul încovoietor este maxim în secțiunea C :

M0 = 37178,6 Nmm

Mred =Nmm

Pentru dimensionare:

d mm (7.12)[1]

4.4 Proiectarea lagărelor arborelui melcat al mecanismului de orientare și fixare

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 un calcul în vederea alegerii rulmenților.

Având în vedere mulțimea tipurilor de rulmenți fabricați în prezent și marea diversitate a condițiilor pe care aceștia trebuie să le satisfacă, pentru alegerea corectă a rulmenților este necesar să se țină seama de o serie de factori dintre care cei mai importanți sunt analizați în continuare.

Dar, în afara rulmenților, lagărele cu rulmenți mai conțin o serie de elemente specifice, cum ar fi : elemente privind fixarea axială a rulmenților pe arbore și în carcasă, capace, carcasă, elemente de etanșare ; dispozitive de ungere.

Presupune un calcul în vederea alegerii rulmenților standardizați care rezistă în condițiile solicitărilor ce apar și asigură o durabilitate convențională de funcționare.

Cunoscând raportul C/P, din tab.(14.6)[10]pag.415, se poate determina durabilitatea nominală [mil.rot] pentru rulmentul ales.

Din tab.(14.7)[10]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)[10]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 stabilește montajul de fixare a arborelui pe rulmentul dat.

a) Din STAS 3921-88, se alege un rulment axial cu bile pe un rând cu simplu efect, seria 51104.

Fig. 1.10 Rulment axial cu bile pe un rând cu simplu efect

Asupra rulmenților acționează sarcinile radială Fr și axială Fa.

Fa =395 N

Se va determina durata de funcționare a rulmenților din seria 302, diametrul pe care sunt montați rulmenții este d=60 mm.

Se calculează sarcina radială :

Fr =N

n = 967 rot/min

Lungimea de calcul lc =85 mm.

Rulmenții radiali axiali, aflați numai sub acțiunea unei forțe radiale, sunt solicitați și de o componentă axială interioară :

F’a =0,5

Numai sub acțiunea acestor forțe axiale, raportul F’a / Fr este întotdeauna mai mic decât factorul e, rulmentul calculându-se cu o sarcină echivalentă P = Fr.

În cazul când acționează și o forță axială exterioară din transmisie, trebuie să se determine forța axială corespunzătoare preluată de fiecare rulment.

Schema solicitării rulmenților, se prezintă-n figura de mai jos, montajul rulmenților fiind în O.

La această lăgăruire fiecare din rulmenți va prelua sarcini axiale numai într-un sens, la acest tip de montaj al rulmenților în O, reglarea jocului axial se face prin inelul interior.

Din această schemă rezultă că sunt posibile trei cazuri :

a) F’a2 > Fa + F’a1

Pentru echilibrul ansamblului este necesar a se adăuga termenului drept al inegalității, o cantitate F’ :

F’a2 = Fa + F’a1 + F’

Prin urmare asupra lagărului din 1, va acționa o forță axială :

F’a1 + F’ = F’a2 – Fa = 0,5 – Fa

b) F’a2 = Fa + F’a1

Sistemul este în echilibru, fiecare rulment funcționează numai sub acțiunea sarcinii axiale interioare.

c) F’a2 < Fa + F’a1

Este asemănător cazului a), astfel :

F’a2 + F’ = Fa + F’a1

Asupra lagărului din 2 va acționa o forță axială mai mare decât F’a2 și egală ca valoare cu membrul drept cunoscut.

În cazul a), pentru rulmentul din reazemul 1, și în cazul c), pentru rulmentul din reazemul 2, se va pune condiția Fa / Fr e, determinându-se sarcina echivalentă funcție de această inegalitate.

În acest caz, pentru rulmenții adoptați 51104, pentru diametrele cuprinse între 40……… 80 mm, se alege Y =1,75.

FrA =N

FrB =N

Se calculează:

F’aA =0,5N

F’aB =0,5N

Se observă că :

F’aA < Fa + F’aB

89,6 < 395 + 10 =405 N

Rulmentul din reazemul 1 se va calcula ținând seama de faptul că forța axială ce acționează asupra acestuia este :

(Fa – F’aA ) /Fr1 =0,87 > e =0,37

Prin urmare:

P1 =0,4Fr1 + 1,6(Fa – F’ aA)= 628 N

P2 =Fr1 =348,52 N