Sa Se Proiecteze Transmisia Mecanică Formată din Transmisie Prin Curea cu Un Reductor In Doua Trepte

=== reductor cu 2 trepte ===

1.Tema de proiectare

Să se proiecteze transmisia mecanică formată din transmisie prin curea cu un reductor în două trepte și un cuplaj.

2.Date inițiale

– puterea electromotorului: P = 5 kw

– turația motorului : n = 1400 rot/min

– durata de funcționare: Dh = 14000 h

– raportul de transmisie total: I = 24

– tipul curelei : curea trapezoidală

– treptele: I – cilindrica dinti inclinati

I I – cilindrică dinti drepti

3.Partea scrisă

3.1 Memoriu de prezentare

3.2 Imparțirea raportului de transmitere pe trepte

3.2 Calcularea transmisiei prin curele trapezoidale

3.4 Calculare reductorului

3.4.1 Calculul de dimensionare al angrenajelor

3.4.2 Calculul geometric al angrenajelor

3.4.3 Calculul forțelor în angrenaj

3.4.4 Calculul arborilor

3.4.5 Calculul penelor

3.4.6 Alegerea și verificarea rulmenților

3.4.7 Calculul carcasei

3.4.8 Ordinea de montaj

3.5 Calculul cuplajului

4.Desene

4.1 Schema transmisiei mecanice proiectate

4.2 Desenme de ansamblu al reperului

4.3 Desene de execuție pentru repere

3.1 Memorie de prezentare

Transmisia mecanica este un mecanism, fiind definita ca un ansamblu cinematic de elemente construite in scopul transmiterii miscarii, cu sau fara transformarea acesteia, insotita de transmiterea energiei mecanice, deci a fortelor si a momentelor. Celelalte tipuri de transmisii (electrice, hidraulice, pneumatice) constituie obiectul altor discipline de studiu din constructia de masini.

Pentru transmiterea miscarii, a momentului de torsiune deci a puterii de la arborele motor la cel condus, se folosesc transmisii mecanice directe sau indirecte.

Cand distanta dintre axa geometrica a arborelui conducator si a celui condus nu este prea mare, sau cand elementele intre care se transmite miscarea sunt apropiate, se folosesc transmisii directe, cu roti de frictiune, cu came, cu roti dintate sau cu surub piulita.

Transmiterea miscarii se face cu un raport de transmitere i, definit prin raportul dintre viteza elementului conducator v1, ω1 sau n1 si cea a elementului condus vn, ωn sau nn, avand expresia:

Transmisiile cu roti de frictiune sunt caracterizate prin simplitate constructiva. Randamentul relativ scazut si imposibilitatea mentinerii constante a raportului de transmitere le limiteaza domeniul de aplicare.

Aceste neajunsuri pot fi evitate prin transmisia cu roti dintate, care este insa mai costisitoare.

Pentru distante mari intre axe, se folosesc transmisii indirecte cu curele, cu cabluri, cu lanturi sau cu parghii.

Dintre toate tipurile de transmisii, numai cele directe cu came si cele indirecte cu parghii transmit miscarea mecanica prin transformarea sa calitativa, astfel incat legea de miscare a elementului condus difera, atat ca forma cat si ca marime, de legea miscarii elementului conducator.

Raportul de transmitere la aceste transmisii are valori instantanee, deci este continuu variabil, deoarece elementul condus are miscare variabila chiar daca elementul conducator are miscare uniforma. Se pot construi transmisii mecanice cu raportul de transmitere continuu variabil, variabil in trepte sau variabil periodic.

Transmisiile mecanice sunt deosebit de importante in constructia de masini, fiind necesare in numeroase cazuri.

Se stie ca, in majoritatea situatiilor, pentru actionarea masinilor, se utilizeaza motoare electrice. Dimensiunile motoarelor electrice sunt cu atat mai mici la puterea data cu cat turatiile lor sunt mai mari. La turatii mari, momentele de torsiune sunt reduse, deci si ariile sectiunilor solicitate vor fi mai mici, ceea ce inseamna gabarite mai mici. Deseori masinile de lucru necesita viteze foarte diferite de cele ale masinilor electrice. Aceasta caracteristica de baza a determinat dezvoltarea transmisiilor mecanice reductoare si multiplicatoare, avand si capacitatea de transformare calitativa a miscarii mecanice.

Tendinta actuala a transmisiilor electrice este orientata spre modernizarea si miniaturizarea sistemelor electronice de reglare variabila a turatiei masinilor electrice.

Transmisiile hidraulice si cele pneumatice prezinta interes deosebit in numeroase cazuri.

Cand este necesara transmiterea miscarii mecanice fara transformarea cantitativa sau calitativa a acesteia, se folosesc fie organe de legatura directa intre arbore conducator si unul condus, fie diferite tipuri de transmisii mecanice intermediare.

Prelucrarea se face prin așchiere.

3.2 Impărțirea raportului de transmitere perin trepte.

Se alege Ic preliminar

IG – raportul general

IT – raportul total al reductorului

IC =

P = 5 kw

n = 1400 [rot / min] n = n1C = 1400[rot / min]

n1C = 1400[rot / min] n1= n2C = 1010.83 [rot / min]

n2C = 1010.83 [rot / min] iC = 12.84 [rot / min]

n1 = 1010.83 [rot / min] n3 = 175.31[rot / min]

n2 = 336.94 [rot / min]

3. Calculul transmisiei prin curele

1. Puterea de calcul la arborele conducător PC

PC = 5

2. Turația rotii de curea conducatoare

n1 = 1010.83 [rot/min]

3. Turația rotii de curea conduse n2

n2 = 336.94 [rot/min]

4. Raportul de transmitere i

5. Tipul curelei

Curea trapezoidala tip SPZ DP1 = 63 ÷ 180 [mm]

6. Diametrul primitiv al rotii mici DP1

Conform STAS 1162-69 alegem DP1= 80 [mm]

7. Diametrul primitiv al rotii mari DP2

DP2 = i x DP1= 3,8 x 100 = 380 [mm]

8. Diametrul mediu al rotilor de curea DPm

9. Distanta dintre axe A

0.7(DP1+DP1) A 2(DP1+DP1)

0,7 (80+400) A 2(80+400)

336 A 960

Alegem A = 495 [mm]

10. Unghiul dintre ramurile curelei

11. Unghiul de înfășurare pe roata mica de curea 1

1=110 o- = 110-21,23=88,77

12. Lungimea primitiva a curelei LP

Se alege conform STAS 7192-65

13. Distanta dintre axe A

14. Viteza periferica a curelei v

15. Coeficientul de funcționare Cf

Se alege conform STAS 1163-71 Cf =1,5

16. Coeficientul de lungime CL

Se alege conform STAS 1163-71 CL=1,02

17. Coeficientul de înfășurare C

Se alge conform STAS 1163-71 C=0,94

18. Puterea nominala transmisa de curea Po

Se alege conform STAS Po=3,46 [kw]

19. Numărul de curele Zo

20. Coeficientul numărului de curele CZ

CZ=0,95

21. Numărul de curele Z

22. Frecventa încovoierilor curelei f

23. Forța periferica transmisa F

24. Forța de întindere a curelei Sa

Sa=1,5 ? F=1,5 ? 1814,8 = 2722,2[N] = 272[daN]

25. Cote de modificare a distantei dintre axe

X 0,03 ? LP ; X 0,03 ? 2000 X 62[mm]

Y 0,015 ? LP ; Y 0,015 ? 2000 U 31[mm]

26. Lățimea totala a rotii de curea BC

BC = (Z-1) e + 2f = (2-1) 12 + 2 ? 5 = 34 [mm]

e = 12 0,3

nmin= 2,5[mm]

mmin= 9[mm]

f = 8 1[mm]

=34 1[mm]

r = 0,5[mm]

lp= 8,5[mm]

Dp1= 80[mm]

Dp2= 400[mm]

De1= Dp1+2n = 80+2 ? 2,5 = 83[mm]

De2= Dp2+2n = 400+2 ? 2,5 = 403[mm]

4. Calculul reductorului

4.1 .Calculul de dimensionare al angrenajului

1. Date inițiale

a) Caracteristicile ciclogramei de încărcare al angrenajului:

– în trepte j =1 ; P =5[kw] ; n1=526,3[rot/min] Dh=13000[ore]

b) Raportul de transmitere i

i = 3,15

2. Date adoptate

a) Tipul reductorului si schema cinematica

– reductor cilindric cu 2 trepte

– schema cinematica

b) Tipul de dantura

– dinți drepti

c) Materiale, tratamente termice sau termochimice, tehnologia și precizia de execuție a roților dințate :

– oțel de îmbunătățire 40 Cr 10 cu duritatea HV = 1850 [Mpa d)Profilul de referință (conform STAS 821-82 )

=20 ; h*a=1,0 ; c*=0,25 ; r*max=0,38 ; mn 1

e) Unele elemente geometrice

= 15o ; = 0,4 ; = 0,90

3. Distanța minimă necesară între axe , amin , și în final distanța dintre axe în funcționare a

Se alege conform STAS 6055-82 amin=100 [mm]

amin = aw aw =100[mm]

P1 = P ? = 3 ? 0,98 = 2,94

P2 = P1 ? = 2,94 ? 0,98 = 2,88

KA =1,25

KV =1,1

KH =1,4

KH =1 SHP=1,15

ZH =2,5 ZN2=1,6

ZE =189,8[Mpa1/2] ZL=1

Z=0,95 ZR=0,9

Z=(cos)1/2=(cos20)1/2=0,96 ZV=1

a=2d /(i12-1)=2 ? 0,4 /(5-1)=0,2 ZW=1

Hlimb2=(0,15 ? HB + 250) + 75=(0,15 ? 3000 + 250) + 75 ZX=1

Hlimb2=775[MPa]

4. Diametrele de divizare preliminare d1pr , d2pr

d2pr = i12 ? d1pr = 3,15 ? 50 = 184,59[mm]

b=d ? d1pr = 0.4 ? 50 = 35,16[mm]

5. Modulul normal minim necesar mn min

Se alege conform STAS 822-82 mn=2,5[mm]

KA=1,25 olim2 = (300 + 0,057HB) = (300 + 0,057 ? 3000)

KV=1,1 olim2 = 471[Mpa]

KF=1,4 SFP2 = 1,25

KF? Y1 YN2 = 1,6

YFa=2,5 Y = 1,1

YSa=2 YR=0,95

Y=0,8 YX=0,8

6. Numerele de dinți z1 și z2

Alegem z1=19

z2 = 57

4.2. Calculul geometric al angrenajului

Date inițiale

Numerele de dinți z1(2)

z1 = 19 z2 = 57

Unghiul de înclinare al dintelui

= 15o

Modulul normal mn

mn = 2,41[mm]

Modulul frontal mt

mt = mn / cos = 2,5 / cos20 = 2,66 [mm]

Profilul de referință standardizat n,h*a,c*

Conform STAS 821-82 alegem: n = 20o h*a = 1,0 c* = 0,25

Unghiul profilului in plan frontal t

tgt=tgn/cos=tg20/cos20

t=arctg 0,387 = 20,55

Distanta dintre axe a

a = 100 [mm]

Deplasările specifice de profil x1(2)

x1(2) = 0

Lățimea danturii b1(2)

b1 = b2(0,5…1,5)mn = 20+0,9 ? 2,5 = 53[mm]

b1 = 53[mm] b2 = 50[mm]

Parametrii de bază ai angrenajului

Distanța dintre axe a angrenajului a

a = mt(z1+z2)/2 = 2,66(22+110)/2 = 98[mm]

alegem a = 131[mm]

Unghiul de angrenare

cos = (a/a)cost = (175,56/177)cos21,171 = 0,99

= arcos0,99 = 22,282434

Suma deplasărilor specifice de profil x

unde: inv = tg – = tg22,2824346 – 0,388901835 = 0,020869943

invt = tgt – t = tg21,17101028 – 0,369503835 = 0,017788629

Deplasările specifice de profil x1(2)

– după GOST 16532-70 X10,5587 X2=0

Diametrele de divizare d1(2)

d1 = mt ? z1 = 2,66 ? 22 = 49.02[mm]

d2 = mt ? z2 = 2,66 ? 110 = 147.06[mm]

Diametrele cercului de picior df1(2)

df1 = d1 – 2 mn ( h*a + c* – x1 ) = 58,52 – 2 ? 2,5 (1,0 + 0,25 – 0,5587) = 45,5[mm]

df2 = d2 – 2mn (h*a + c* – x2 ) = 292,6 – 2 ? 2,5 (1,0 + 0,25 – 0 ) = 142,5[mm]

Înălțimea dinților h

h = a-mn ? c*- 0,5(df1+df2) = 177-2,5 ? 0,25 – 0,5(55,0635+286,35)

h = 5,35[mm]

Scurtarea dinților h

h = mn(2h*a+c*)-h = 2,5(2 ? 1,0 + 0,25) – 5,6 = 0,27[mm]

Diametrele de cap da1(2)

da1 = df1 + 2h = 55,0635+2 ? 5,6 = 55.86[mm]

da2=df2+2h=286,35+2*5,6=153.6[mm]

Diametrele de baza db1(2)

db1 = d1cost = 58,52 ? cos21,17101028 = 45.86[mm]

db2 = d2cost = 292,6 ? cos21,17101028 = 137.59[mm]

4.3. Calculul forțelor în angrenaje

Ciclograma cu încărcare constantă

Mt H1(2) = Mt F1(2) = Mt1(2)

Mt1 = 9550000 ? P1 / n1 = 9550000 ? 2,94 / 375 = 88913,16[mm]

Mt2 = 9550000 ? P2 / n2 = 9550000 ? 2,88 / 75 = 274376,01[mm]

Ft1 = 2Mt1 / d1 = 2 ? 74872 / 58,52 = 2845,22[mm]

Ft2 = 2Mt2 / d2 = 2 ? 366720 / 292,6 = 2778,49[mm]

Fr1 = Ft1 tg = 2558,8512 ? tg22,282434 = 405,42[N]

Fr2 = Ft2 tg = 2506,63 ? tg22,282434 = 388,98[N]

Fa1 =Ft1tg =2558,851 ? tg20 = 1035,57[N]

Fa2 =Ft2tg =2506,63 ? tg20 = 1011,28[N]

Fn1 =Ft1 / cos cos = 2558,851 / cos22,282cos20=2873,95[N]

Fn2 =Ft2 / cos cos = 2506,63/cos22,282cos20=2806,55[N]

Pentru ca a 1 se poate lua :

Ft1 = Ft2 ; Fr1 = Fr2 ; Fa1 = Fa2 ; Fn1 = Fn2 ;

4.4. Calculul arborilor

4.4.1. Predimensionarea

unde:

at= 20 [MPa]

Valorile obținute d12 se rotunjește la o valoare standardizata STAS 8724/2-17

d1= 29 [mm] d2 = 42 [mm]

4.4.2. Construcția arborilor

4.4.3 Calculul momentelor si reacțiunilor

MB= -FC(l1+l2+l3)+HA(l2+l3)-Ft ? l3

MA= -FC ? l1 + HA = -3600 ? 30 + 6695,25 = -456,92

HB = FC + Ft1 – HA = 3600 + 2558,85 – 6695,25 = -297,86

Arborele 1

Se desenează arborele :

25

2 8 3 2 2 9 3 2

s Ft 5

c a d b

ha hb

l1=30 l2=29 l3=34

mT

M

Mi

M

Fig.6. Schema arborelui conducător, F

diagrama momentului de torsiune și va M vb

de înconvoiere și a reacțiunilor.

m

Calculul momentului de încovoiere Mi

MimaxH= -HB ? l3= -536,4 ? 34= -9233,66

MimaxV= -FC ? l1= -3600 ? 30= -108000

4.4.4. Verificarea la solicitări compuse

56,44 < 550 ? Verifică la solicitări compuse

Arborele 2

Se desenează arborele:

42

2 8 4 8 2 6 5 48

fc a ft b

c ha d hb

l1 = 38 l2 = 37 l3 = 43

Mt

Mi

Fr Mt

HB

Calculul momentelor și reacțiunilor

MB= -FC(l1+l2+l3)+HA(l2+l3)-Ft2 ? l3

Verificarea la solicitările compuse

23,305 < 550 ? Verifică la solicitările compuse

Arborele 3

Se desenează arborele:

4.5. Calculul Penelor

Se aleg pene longitudinale cu capete rotunjite.

Dimensiunile penei se aleg conform STAS A1009-71:

Pt.

pană canal

Pt.

pană canal

– verificarea la forfecare

– verificarea la strivire

– verificarea la încovoiere

h

l

4.6. Alegerea și verificarea rulmenților

În cazul de față s-a ales un rulment radial-axial cu bile. Rulmenții au și un rol de fixare axială a arborelui. Dimensiunile constructive sunt:

d = 25 [mm] a = 23,5

D = 52 M = 0,135 kg/buc

B = 15 Cr = 11,5 [kN]

r = 1,5 r1 = 0,8

Simbolul rulmentului NJ205

STAS 7416/2-80 și STAS 8603-75

nlin = 14 000 rot/min

Dimensiunea de montaj:

Durabilitatea rulmenților

pt.

= durabilitatea nominală în milioane de rotații pt. o fiabilitate de 90%

= sarcina radială dinamică de bază [N]

= sarcina radială dinamică echivalentă [N]

p = exponent de durabilitate pentru rulmenții cu bile p = 5

4.7. Calculul carcasei

Alegem o carcasă pentru reductoare cilindrice într-o treaptă de uz general.

grosimea peretelui corpului ;

grosimea peretelui capacului ;

grosimea flanșei corpului s = 6[mm] ;

grosimea tălpii corpului g = 15[mm] ;

diametrul șurubului de fixare a reductorului pe fundație ;

diametrul șuruburilor la legare ;

diametrul șuruburilor de îmbinare a copacului ;

lățimea flanșei corpului și copacului k = 24[mm] ;

distanța de la axa șurubului la peretele reductorului c = 13[mm] ;

grosimea flanșei copacului ;

lățimea tălpii m = 35,25[mm] ;

grosimea nervurilor e = 6[mm] ;

-distanța minimă între roțile dințate și peretele interior al carcasei reductorului

5. Calculul cuplajului

Avem un cuplaj din categoria cuplajelor fixe și anume cuplajul manșon monobloc cu știfturi.

Se dimensionează sau se verifică știfturile.

Δ = 1,8 ? d

Δ = 1,8 ? 42 = 75,6

L = 4 ? d

L = 4 ? 42 = 168

BIBLIOGRAFIE

Damian, Tr. ,, E.C.M.F.” .

Damian, Tr. ,, E.C.M.F.” , Aplicații.

Chisiu, A. , ș.a. ,,Organe de Mașini” .

Grafitanu, M. , ș.a. ,,Organe de Mașini” .

Radulescu Gh. , s.a. ,,Îndrumar de proiectare in construcția de mașini” Vol. 123

Draghici I. , s.a. ,,Organe de Mașini” , Probleme.

Crudu,I. ,s.a. ,,Atlas de reductoare si roti dințate”

,,Organe de Mașini” ,Culegere de STAS vol. 123

Dale Vasilesan, ,,Desen Tehnic ”