Reductorul Cilindro Melcat

TEMA PROIECTULUI

Să se proiecteze reductor cilindro-melcat cu următoarele date de proiectare:

puterea motorului electric PME= 7 kW,

turația motorului electric n ME= 2200 rot/min;

turatia de iesire niesire=10 rot/min;

durata totala de functionare DH=10000 h;

Proiectul va avea urmatoarele componente:

Parte scrisa:

Memoriu tehnic:

definirea reductorului(consideratii teoretice)

descrierea a trei variante constructive de reductor, analiza functionala si motivarea alegerii variantei pentru proiectare

norme de tehnica securitatii muncii pentru: montarea reductorului (inclusiv transportul) in pozitia de functionare

norme de securitatea muncii privind intretinerea respectiv functionarea reductorului

Memoriu justificativ de calcul:

Desenul de execuie a dou organe reprezentative

Proiectarea angrenajelor de pe treptele 1 si 2

Calculul de rezistenta al arborilor

Calculul si alegerea rulmentilor

Alegerea lubrifiantului si verificarea termica a reductorului

Cuprins

Bibliografie

OPIS

Parte desenata:

Desenul de ansamblu al reductorului

Desenul de executie pentru arborele de intrare in reductor

Desenul de executie pentru arborele de iesire din reductor

MEMORIU TEHNIC

Definirea reductorului

Reductoarele cu roti dintate sunt mecanisme independente formate din roti dintate cu angrenare permanenta, montate pe arbori si inchise intr-o carcasa etansa. Ele servesc la:

−        micsorarea turatiei;

−        cresterea momentului de torsiune transmis ;

−        modificarea sensului de rotatie sau a planului de misacare;

−        insumeaza fluxul de putere de la mai multe motoare catre o masina de lucru;

−        distribuie fluxul de putere de la un motoare catre mai multe masini de lucru

In cazul reductoarele de turatie, rotile dintate sunt montate fix pe arbori, rotile angreneaza permanent si realizeaza un raport de transmitere total fix, definit ca raportul dintre turatia la intrare si turatia la iesirea reductorului, spre deosebire de cutiile de viteze la care unele roti sunt mobile pe arbori (roti baladoare), angreneaza intermitent si realizeaza un raport de transmitere total in trepte. Ele se deosebesc si de variatoarele de turatie cu roti dintate (utilizate mai rar) la care raportul de transmitere total poate fi variat continuu.

Reductoarele de turatie cu roti dintate se utilizeaza in toate domeniile constructiilor de masini.

Exista o mare varietate constructiva de reductoare de turatie cu rotile dintate. Ele se clasifica in functie de urmatoarele criterii:

1.      dupa raportul de transmitere:

−        reductoare o treapta de reducere a turatiei;

−        reductoare 2, sau mai multe trepte de treducere a turatiei.

2.      dupa pozitia relativa a arborelui de intrare (motor) si arborele de iesire:

−        reductoare coaxiale, la care arborele de intrare este coaxial cu cel de isire;

−        reductoare obisnuite (paralele), la care arborele de intrare si de iesire sunt paralele.

3.      dupa pozitia arborilor:

−        reductoare cu axe orizontale;

−        reductoare cu axe verticale;

−        reductoare cu axe inclinate.

4.      dupa tipul amgrenajelor:

−        reductoare cilindrice;

−        reductoare conice;

−        reductoare hipoide;

−        reductoare melcate;

−        reductoare combinate (cilindro-conice, cilindro-melcate etc);

−        reductoare planetere.

5.      dupa pozitia axelor:

−        reductoare cu axe fixe;

−        reductoare cu axe mobile.

            Daca reductorul impreuna cu motorul constituie un singur agregat (motorul este motat direct la arborele de intrare printr-o flansa) atunci  unitatea se numeste motoreductor.

            In multe solutii constructive reductoarele de turatie cu rotile dintate se utilizeaza in scheme cinematice alaturi de alte tipuri de transmisii: prin curele, prin lanturi, cu frictiune, cu surub-piulita, variatoare, cutii de viteza etc.

Tipuri de reductoare

Alegerea ripului de reductor intr-o scheme cinematica se face in functie de:

−        raportul de transmitere necesar;

−        gabaritul disponibil;

−        pozitia relativa a axelor motorului si a organului (masinii) de lucru;

−        randamentul global al schemei cinematice.

In functie de aceste cerinte se pot utililiza urmatoarele tipuri de reductoare cu roti dintate: cilindrice, conice, conico-cilindrice, melcate, cilindro-melcate, planetare.

Reductoare cu roti dintate cilindrice.

Acestea sunt cele mai utilizate tipuri de reductoare cu roti dintate deoarece:

−        se produc intr-o gama larga de puteri: de la puteri instalate foarte mici (de ordinul Watilor) pana la 100 000kW (900 kW, pentru reductoare cu o teapta).

−        rapoarte de transmitere totale, iT max = 200 (iT max = 6,3, pentru reductoare cu o treapta; iT = 6,3 … 60, pentru reductoare cu 2 treapte, iT = 40 … 200, pentru reductoare cu 3 treapte;

−        viteze periferice, vmax = 200 m/s;

−        posibilitatea tipizarii si executiei tipizate sau standardizate.

Se construiesc in variante cu 1, 2 si 3 trepte de reducere, fig. 9.49,  avand dantura dreapta sau inclinata. Notatiile din figura sunt:

−        intrarea in reductor, cu litera I;

−        iesirea din reductor, cu litera E;

−        cifrele 1, 2, 3, 4 … rotile ce compun angrenajele treptelor de reducere.

Din punct de vedere al inclinarii danturii, la alegerea tipului de reductor cu roti dintate cilindrice se tine seama de urmatoarele recomandari:

−        reductoarele cu roti dintate cilindrice drepte, pentru puteri instalate mici si mijlocii, viteze periferice mici si mijlocii si la rotile baladoare de la cutiile de viteze;

−        reductoarele cu roti dintate cilindrice inclinate, pentru puteri instalate mici si mijlocii, viteze periferice mari, angrenaje silentioase;

−        reductoarele cu roti dintate cilindrice cu dantura in V, pentru puteri instalate mari viteze periferice mici.

Fig. 1. 1. Scheme cinematice pentru reductoarele cu roti dintate cilindrice

Reductoare cu roti dintate conice

Aceste reductoare schimba directia miscarii la 900, fiind utilizate atat in varianta constructiva simpla (un singur angrenaj conic concurent ortogonal) cat si in varianta combinata (impreuna cu 1 sau 2 angrenaje cilindrice paralele). In privinta utilizarii acestor tipuri de reductoare se recomanda ca:

−        reductoarele conice simple, cu iT max = 6, pentru puteri mici, randamente ηmax = 0,98;

−        reductoarele conico-cilindrice cu 2 trepte (prima treapta avand angrenaj conic), cu iT = 4 … 40 si randamente ηmax = 0,96;

−        reductoarele conico-cilindrice cu 3 trepte (prima treapta cu angrenaj conic celelalte 2 trepte cu angrenaje cilindrice), cu iT = 20 … 180 si randamente ηmax = 0,95.

Fig. 1.2. Scheme cinematice pentru reductoarele cu roti dintate conice si conico-cilindrice

In privinta utilizarii acestor tipuri de angrenaje mai trebuiesc amintite si domeniile de viteza recomandate pentru angrenajele conice, functie de tipul danturii:

−        pentru danturi conice drepte, vmax = 3 m/s;

−        pentru danturi conice inclinate, vmax = 12 m/s;

−        pentru danturi conice curbe, vmax = 40 m/s.

Reductoare cu roti dintate cilindrice planetare si diferentiale.

Reductoarele planetare au un singur grad de mobilitate iar reductoarele diferentiale, 2 grade de mobilitate. In fig. 9.51 s-au prezentat 2 tipuri de  reductoare planetare, cu scheme cinematice simbolizate cu P1 (reductor planetar cu o treapta si un rand de sateliti) si P2 (reductor planetar cu o treapta si 2 randuri de sateliti).

Semnificatiile notatiilor folosite in fig. 9.51 sunt:

−        roata centrala, a;

−        satelit (sateliti), s, sau s1, s2;

−        coroana, b;

−        bratul port satelit, H.

Fig. 9. 51. Scheme cinematice pentru reductoarele planetare (diferentiale)

Principalele avantaje al reductoatelor planetare (diferentiale) fata de celelalte tipuri de reductoare:

−        constructie foarte compacta, greutate de 2…6 ori mai mica (la aceiasi putere transmisa si acelasi raport de transmitere); aceasta se datoreaza faptului ca momentul de rasucire se repartizeaza pe 2 sau mai multi sateliti;

−        rapoarte de transmitere de 2…3ori mai mare.

Principalele dezavantaje sunt legate pretul de cost mare de fabricare si cerintele de montaj foarte exigente. 

Prin legarea acestora in serie se pot obtine scheme cinematice de tip 2P1, 2P2 etc.

Reductoarele diferentiale sunt utilizate in schemele cinematice ale masinilor sau aparatelor pentru insumarea sau divizarea puterii.

Reductoare melcate

Reductoare melcate cuprind un angrenaj melc-roata melcata care au axele de rotatie asezate incrucisat in spatiu (unghiul de incrucisare este de 900), normala lor comuna este distanta dintre axe.

Aceste reductoare sunt angrenaje silentiose datorita alunecarii relative dintre flancurile dintilor melcului si rotii melcate. Cele mai utilizate sunt reductoarele melcate cu melc cilindric, fig. 9.52, cele cu melc globoidal fiind mai putin folosite datorita cerintelor mai severe de executie si montaj.

La utilizarea reductoarelor  melcate cu melc cilindric se tine seama de urmatoarele caracteristici ale acestora:

−        reductoarele melcate simple cu iT max  = 80 (pentru la transmisiile de forta) si iT max  = 1000 (pentru la transmisiile cinematice) si randamente mici; melcul poate fi pozitionat sus sau jos;

−        pentru crestera rapoartului de transmitere, se realizeaza reductoare combicate compuse dintr-un angrenaj cilindric la intrtare si un angrenaj melcat, constructie care are fata de reductorul melcat simplu, la acelasi raport de transmitere total, un randament mai mare;

−        la puteri transmise si rapoarte de transmitere mari, datorita frecarilor mari dintre flancurile dintilor melcului si rotii melcate, se incalzesc puternic si necesita masuri speciale de racire;

−        sunt transmisii cu autofranare (elementul conducator este melcul).  

Fig. 1.3. Scheme cinematice pentru reductoarele melcate ci cilindro-melcate

Variante constructive de recutor cilindro-melcat

VARIANTA I

Prima varianta prezintat un reductor cu doua trepte de reducere:prima treapta de reducere fiind cu roti dintate cilindrice, iar a doua treapta cu angrenaj melcat . Tinand seama de faptul ca ambele trepte sunt introduse in aceeasi carcasa se obtine o constructie compacta. Corpul si carcasa reductorului sunt obtinute prin turnare. Pentru rezemarea arborelui de intrare si a arborelui intermediar, in reductor este prevazut un perete de sprijin . Nivelul uleiulul din carcasa este limitat de melc. Compartimentul angrenajul cilindric comunica cu cel al angrenajului melcat .Reductorul mai este prevazut capac de vizitare, aerisitor, inele de ridicare , tija pentru controlul nivelului de ulei, dop de golire al uleiului.

VARIANTA II

Varianta II prezinta urmatoarele partlcularitati fata de varianta I: carca sa in care se monteaza rotile cilindrice este detasabila, arborele de intrare se sprijina pe un rulment monttat in carcasa detasabila din peretele reductorului; roata cilindrica condusa este mon tata in consola pe arborele melculul. Constructia carcasei fiind mai comp lexa, ridicand probleme de prelucrare a alezajelor pentru rulmenti in peretele frontal. Ungerea angrenajelor si a rulmentilor se face cu uleiul din carcasa reductorului. Carcasa este detasabila.

VARIANTA III

Varianta III prezinta un reductor ci1indro-melcat la care constructia carcasei difera de cele prezentate anterior. Angrenajul cilindric este montat intr-o carcasa detasabila care se fixeaza de carcasa angrenajului melcat cu ajurorul unor suruburi de priridere. Carcasa angrenajului mecat este executata din doua bucati cu planul de separatie in axul rotii melcate. Ungerea angrenajelor si a rulmentilor se realizeaza cu uleiul din cascasa reductorului.

Pentru calcule s-a ales varianta constructiva I, deoarece prezinta o constructie mai simpla prin constructie si calcule.

MEMORIU DE CALCUL

SCHEMA CINEMATICA A REDUCTORULUI

Fig. 2.1. Scheme cinematice pentru reductoarele melcate ci cilindro-melcate

STABILIREA RAPOARTELOR DE TRANSMITERE

Raportul de transmitere total

Unde: – nME – turatia motorului electric, nME =2200 [rot/min]

-niesire – turatia de iesire, niesire=10 [rot/min]

Se adopta raportul de transmitere total iT=220 [rot/min].

Raportul de transmitere pe angrenajul cilindric i12

Se alege raportul de transmitere pe angrenajul cilindric i12=3,55 conform STAS 6012-82.

Raportul de transmitere pe angrenajul melcat i34

Se alege raportul de transmitere pe angrenajul melcat i34=35.5 conform STAS 6012-82.

Raportul de transmitere pe curea icurea

Se alege raportul de transmitere pe curea icurea=1,74

CALCULUL TURATIILOR ARBORILOR

Turatia arborelui de intare n1

Turatia pe arborele intermediar n2

Turatia pe arborele de iesire n3

CALCULUL PUTERILOR PE ARBORI

Puterea pe arborele de intrare P1

Unde: – ηcurea – randamentul curelei, ηcurea =0,92

– ηrulment – randamentul rulmentului, ηrulment =0,992

Se adopta puterea pe arborele de intrare P1=6.388 [kW]

Puterea pe arborele intermediar P2

Unde: – η12 – randamentul angrenajului cilindric, η12 =0,97

Se adopta puterea pe arborele de intrare P1=6.038 [kW].

Puterea pe arborele de iesire P3

Unde: – η34 – randamentul angrenajului melcat, η12 =0,8

Se adopta puterea pe arborele de intrare P1=4.827 [kW].

CALCULUL MOMENTELOR DE TORSIUNE PE ARBORI

Momentul pe arborele de intrare M1

Nm

Momentul pe arborele intermeiar Mt2

Nm

Momentul pe arborele de iesire Mt3

Nm

CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC

CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE ANGRENAJULUI CILINDRIC

Alegerea numarului de dinti z1 si z2

z1=19

z2=z1·i12

z2=19·3,55=67.45

Se adopta numarul de dinti z1=19 si z2=68

Distanta axiala minima amin

mm

Unde: – KA – factorul de utilizare a reductorului KA=1.5 [5, pag.187]

KV – factor dinamic KV=1,2 [5, pag.187]

KHα – factorul repartitiei sarcinii pe latimea danturii KHα=1[5, pag.188]

KHβ – factorul repartitiei frontale a sarcinii KHβ=1.35 [5, pag.187]

ZH factorul zonei de contact ZH=2,5 [5, pag.188]

ZE factorul de material ZE=189,8 [5, pag.203]

Zε coeficientul gradului de acoperire Zε=0,88 [5, pag.188]

Zβ factorul inclinarii dintilor Z=1 [5, pag.188]

ψa – factorul de latime al dintelui ψ a=0,52 [5, pag.209]

σHlim rezistenta materialului rotii dintate la presiune de contact σHlim=750 [N/mm2] [5, pag.204]

SHP factorul de siguranta minim admisibil pentru rezitenta rotii dintate SHP=1,15 [5, pag.207]

ZL – factorul de lubrifiant ZL=1 [5, pag.188]

ZV – factorul vitezei periferice ZV=1 [5, pag.188]

ZX – factorul dimensiunii flancului dintilorZx=1 [5, pag.188]

ZR – factorul de rugozitateZR=1 [5, pag.188]

ZW – raportul duritatii flancurilor ZW=1,13 [5, pag.188]

ZN – factorul de durabilitate al dintilor ZN=1,35 [5, pag.169]

Modulul axial mx

Se alege modulul axial m=2 STAS 822-82.

Distanta axiala de referinta a

Se alege distanta axiala de referinta aw=90 STAS 2741-81 [mm].

Diametrul mediu d1 si d2

Deplasarile danturii rotilor dintate x1 si x2

Unde: α – unghiul profilului de referinta α=20º [3, pag. 41].

Se aleg deplasarile danturii x1=0,5 si x2=0,205 [mm].

Coeficientul de deplasare a distantei dintre axe y

Se adopta coeficientul de deplasare a distantei axiale x1=0,5 si x2=0,205 [mm].

Unghiul de rostogolire αw

Se adopta unghiul de rostogolire αw=14

Diametrele cercurilor de baza db1 si db2

db1=d1·cosα°

db1=38·cos20°=35,70 [mm]

db2=d2·cosα°

db2=136·cos20°=127,70 [mm]

Diametrele cercurilor de rostogolire dw1 si dw1

Diametrele cercurilor de picior df1 si df2

Unde: – ha – coeficientul inaltimi capului de referinta, ha=1 [3, pag. 41].

Diametrele cercurilor de cap da1 si da2

Inaltimea dintilor h

Unghiurile de presiune la capul dintelui αa1 si αa2

Latimea danturii dintilor b1 si b2

Unde: – ψd – coeficientul de latime al dintelui, ψd =0,6 [6, pag. 209, tabA14].

Gradul de acoperire εa

Se adopta gradul de acoperire εa=1,51 [mm].

CALCULUL FORTELOR DIN ANGRENAJULUI CILINDRIC

Fortele tangentiale Ft1 si Ft2

Fortele radiale Fr1 si Fr2

Forta normala pe flancul dintilor Fn

VERIFICAREA DANTURII ANGRENAJULUI

Verificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui σF1 si σF2

Unde: – KA – factorul de utilizare

KV – factorul de dinamic

KFα – factorul repartitiei frontale a sarcinii

KFβ – factorul repartitiei sarcinii pe latimea danturii

YF – factorul de forma a dintelui

YN – factorul numarului ciclului de functionare

YS – factorul gradului de acoperire

YX – factorul dimensional

Verificarea la presiune hertziana σH1 si σH2

Unde: – σHP efortul unitar admisibil la presiunea de contact

ZH factorul zonei de contact ZH=2,5

ZE factorul de material ZE=189,8

Z coeficientul gradului de acoperire Z=0,95

Z factorul inclinarii dintilor Z=1

σHlim1 rezistenta materialului pinionului la presiune de contact σHlim=1400

σHlim1 rezistenta materialului rotii dintate la presiune de contact σHlim=900

σSHP factorul de siguranta minim admisibil pentru rezitenta rotii dintate σSHP=1,15

ZL factorul de lubrifiantZL=1

ZV factorul vitezei perifericeZV=1

ZX factorul dimensiunii flancului dintilorZx=1

ZR factorul de rugozitateZR=1

ZW raportul duritatii flancurilor ZW=1

ZN factorul de durabilitate al dintilor ZN=1,07

Factorii s-au ales din [5, pag.180, tabel].

CALCULUL ANGRENAJULUI MELCAT

CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE ANGRENAJULUI MELCAT

Numarul de inceputuri al melcului z1

Se alege din STAS z3=1.

Numarul de dinti ai rotii melcate z2

Z4=z3·i34

Z4=1·35,5=36

Se alege din STAS z4=36 dinti.

Distant axiala minima aHmin

Unde: – q – coeficientul diametral, q=9 [3, pag.89]

KH – factorul global al presiunii hertziene de contact, KH =80000

Modulul axial m

Se alege din STAS m=14.

Distant de referinta a

Se alege din STAS a=315 [mm].

Unghiul de panta al elicei melcului γ01

Se admite unghiul de panta al elicei melcului γ01=6.34.

Coeficientul deplasarii de profil a danturii rotii melcate x1

Se admite coeficientul deplasarii de profil a danturii rotii melcate x1=0

Unghiul de presiune de referinta αn

Se alege unghiul de presiune de referinta αn=20º.

Diametrele de referinta d03 si d03

Diametrele de rostogolire da3 si da4

Diametrele de picior da3 si da4

Unde: – ha – coeficientul inaltimii piciorului de referinta, ha= 1 [3, pag.95]

ca–coeficientul jocului de referinta radial, c1 =0,2 [3, pag.95]

Diametrele de cap da3 si da4

Inaltimea de referinta a capului melcului ha3

ha3=ha·m

ha3=1·14=14

Inaltimea dintelui(melc si roata) h

h=(2·ha+c)·m h=(2·1+0,2)·14=30.8

Pasul axial al melcului Px

Px=π·m

Px=π·14=43.98

Pasul elicei melcului Pz

Pz=z3·Px

Pz=1·43.98=43.98

Diametrul exterior al rotii melcate de4

Latimea rotii melcate b4

b4=0,75·da3

b4=0,75·154=115.5

Lungimea melcului L3

L4=(12,5+0,1·z2)·m

L4=(12,5+0,1·36)14=450

Se adopta lungimea melcului L4=450 [mm].

Raza de curbura a rotii melcate Re

Unghiul coroanei rotii melcate 2θ2

CALCULUL FORTELOR DIN ANGRENAJULUI MELCAT

Fortele tangentiale Ft1 si Ft2

Unde: – – coeficientul de frecare, [3, pag.102]

Fortele radiale Fr1 si Fr2

Fortele axiale Fa3 si Fa4

Fa3= Ft4

Fa3=

Fa4= Ft4

Fa4=

Forta normala pe flancul dintilor Fn

VERIFICAREA DANTURII ANGRENAJULUI

Verificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui σF3

Verificarea la presiune hertziana σH1 si σH2

CALCULUL ARBORILOR

Pentru constructia arborilor reductorului se va folosi un otel aliat 41 MoCr 11 STAS 791-80 si un otel laminat OL60.

PREDIMENSIONAREA ARBORILOR

Arborele de intrare

Calculul de predimensionare se face din condiția de torsiune.

Se alege din STAS diametrul de capat al arborelui d1=20 [mm].

d2=d1+(3…5)=20+5=25

d3=d3+(3…5)=25+6=31

d4=d3+(3…5)=31+4=35

Se alege din STAS lungimea capatului de arbore a1=100 [mm].

a2=ls+ lp + le +(15…20)=5+15+7+15=42

a3=B+ lu + lg +(2…4)=14+14+7+2=35

a4=b1+ (2…4)=30+2=32

a5=7

a6=B+(1…2)=14+1=15

a7=b1+(1…2)=30+2=32

Pentru arborele de intrare se vor utiliza Rulmenti radial axiali conici cu bile 6006 STAS 6846-86.

Arborele intermediar

Calculul de predimensionare se face din condiția de torsiune.

Se alege din STAS diametrul de capat al arborelui d1=70 [mm].

d2=d1+(3…5)=70+5=75

d3=d3+(3…5)=75+25=100

d4=d3+(3…5)=100+54=154

a1=b2 +(2…4)=28,5+2,5=26

a2=2B+b=2·20+10=50

a3=10

a4=135

a5=140

Pentru arborele intermediar se va utiliza Rulment radial cu bile 6015 STAS 6846-80.

Pentru arborele intermediar se va utiliza Rulment radial axial cu role conice 32015 STAS 6846-86.

Arborele de iesire

Calculul de predimensionare se face din condiția de torsiune.

Se alege din STAS diametrul de capat al arborelui d1=45 [mm].

d2=d1+(3…5)=100+5=105

d3=d3+(3…5)=105+5=110

d4=d3+(3…5)=110+5=115

d5=d3+(3…5)=115+5=120

a1=130

a2=40

a3=B+31=63,5+31=94,5

a4=160

a5=10

Pentru arborele de iesire se vor utiliza Rulmenti radiali axiali cu role conice 32317 STAS 6846-86.

CALCULUL ASAMBLARII CU PENE

ALEGEREA PENELOR

Arborele de intrare

Unde: – h – inaltimea penei

b – latimea penei

σs – solicitarea de stivire σs=70 [N/mm2] [7, pag. 53]

Se alege din STAS Pana paralela de tip C din OLC 45 10x8x22.

≤ τaf=32

Arborele intermediar

Se alege din STAS Pana paralela de tip C din OLC 45 12x8x19.

≤ τaf=32

Arborele de iesire

Se alege din STAS Pana paralela de tip C din OLC 45 28x16x100.

≤ τaf=32

Pentru roata melcata:

Se alege din STAS Pana paralela de tip A din OLC 45 32x19x100.

CALCULUL CURELEI

Calculul transmisiei cu curele trapezoidale

∙Diametrul primitive al rotii mici

∙Diametrul primitiv al rotii mari

∙Diametrul mediu al rotilor de curea

∙Distanta dintre axe

0,7 *

0,7*219,2

153,44

∙Lungimea primitiva a curelei

=2*250+3,14*109,6+

=500+344,14+0,0035

=844,14+0,0035

=844,14

∙Distanta dintre axe

=

=

=101,30+122.84,

=249,2,

=0,25*844.14-0,393*930

=126.36

=0,25*3504,64

=876,16

Unghiul dintre laturile curelei

=

=

=

=

Unghiul de infasurare

+

Calculul preliminar al numarului de curele

Coficientul numarului de curele

Numarul de curele definitive

Roti de curea trapezoidala

z f e r

8,5 2 8 8±1 12±0,3 0,5

Stifturi

Pozitia carcsei superioare trebuie sa fie fixata in raport cu carcasa inferioara prin intermediul a doua stifturi cilindrice , care se aseaza la distanta mare intre ele (pe diagonala suprafetei de contact ).

Diametrul stifturilor se alege dupa formula:

ds=0,8∙d

ds=0,75∙16=12

Se va utiliza Stift 12×30 1599-80/OLC 45 imbunatatit.

Piulite

Pentru a se realiza asamblarea filetata se vor utilize piulite hexagonale.

Se va utiliza Piuliță B-M16, M8 STAS 922-75 grupa 5.

Saibe

Pentru asigurarea asamblarilor filetate se vor utiliza saibe Grower.

Se va utiliza Saiba Grower N18 STAS 7666/2-80.

Capace pentru rulmenti

Pentru fixarea rulmentilor in carcasa reductorulul se utilizeaza capace de diverse forme constructive.

Capac de vizitare

Capacele de vizitare au rolul de a permite supravegherea periodica a starii de uzura a dintilor rotilor din reductor. Forma acestor capace poate fi circulara sau dreptunghiulara executate din otel , fonta, aluminiu sau din material plastic..

Dop de golire

Uleiul din carcasa reductorului, utilizat pentru ungere, este necesar sa fie schimbat dupa un anumit timp de functionare (dupa rodaj, dupa un anumit timp de exploatare prevazut etc.) in care scop reductorul este prevazut in partea inferioara cu un dop de golire a uleiului.

Se va utiliza un Dop de golire filetat 14 x 1,5 STAS 5304 – 80 grupa 4,8.

Indicator de nivel al uleiului

Nivelulul uleiului din reductor trebuie sa se afle intre doua limite, maxima si minima, stabilite de proiectant si marcat pe un indicator fixat in reductor.

Se va utiliza un Vizor de nivel de ulei de tip A STAS 7639-80.

Inele de ridicare

Pentru o manipulare usoara (mecanizat) a reductoarelor se introduc in carcasa inele de ridicare sau se prevad umeri , cu ajutorul carora reductorul poate fi ridicat si transportat.

Se va utiliza un Inel șurub M56 STAS 3186-77.

Etansari

Pentru a se realiza etansarea contactului dintre pisele fixe, aflate in miscare relativa sau in miscare de rotatie, se uilizeaza diferite tipuri de etansari.

Se va utiliza Inel elastic de tip O STAS 7320/2 -80.

Se va utiliza Manseta 355071-1 P STAS 7950/2-87.

BIBLIOGRAFIE

Antal, A. & colectiv "Reductoare", Institutul politehnic Cluj-Napoca, 1994.

Crudu, I. "Atlas de reductoare cu roți dințate. " București, Editura Didactică și Pedagogică, 1981

Filipoiu, I. "Proiectarea transmiciilor mecanice", Editura BREN Bucuresti, 2006.

Palade, V. "Indrumar de proiectare- Reductor de turatie intr-o treapta", Editura ALMA Galati, 2008

Radulescu, Gh. " Îndrumator de proiectare în construcția de mașini " vol.3, Bucuresti, Editura Tehnică, 1986.

Stanciu, S. "Organe de masini- Transmisii mecanice", Editura Politehnica Bucuresti, 2006

Stoica, G. "Indrumar de proiectare- Transmisii mecanice cu reductoare într-o treaptă", Editura Politehnica Bucuresti, 2005

BIBLIOGRAFIE

Antal, A. & colectiv "Reductoare", Institutul politehnic Cluj-Napoca, 1994.

Crudu, I. "Atlas de reductoare cu roți dințate. " București, Editura Didactică și Pedagogică, 1981

Filipoiu, I. "Proiectarea transmiciilor mecanice", Editura BREN Bucuresti, 2006.

Palade, V. "Indrumar de proiectare- Reductor de turatie intr-o treapta", Editura ALMA Galati, 2008

Radulescu, Gh. " Îndrumator de proiectare în construcția de mașini " vol.3, Bucuresti, Editura Tehnică, 1986.

Stanciu, S. "Organe de masini- Transmisii mecanice", Editura Politehnica Bucuresti, 2006

Stoica, G. "Indrumar de proiectare- Transmisii mecanice cu reductoare într-o treaptă", Editura Politehnica Bucuresti, 2005