Post on 01-Dec-2015
UNIVERSITATEA DIN ORADEA
FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALA SI TEHNOLOGICA
SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE
DISCIPLINA: ORGANE DE MASINI II
PROIECT DE AN:
REDUCTORUL CILINDRO-MELCAT
INDRUMATOR: STUDENT:
Conf. Dr. Ing.
GRUPA: 231
2010-2011
TEMA PROIECTULUI
Să se proiecteze reductor cilindro-melcat cu următoarele date de proiectare:
- puterea motorului electric PME= 9 kW,- turaţia motorului electric n ME= 2800 rot/min;- turatia de iesire niesire=15 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
CuprinsBibliografieOPIS
Parte desenata:• Desenul de ansamblu al reductorului• Desenul de executie pentru arborele de intrare in reductor • Desenul de executie pentru arborelui de iesire din reductor
2
I. MEMORIU TEHNIC
1.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 lucruIn 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;
3
− 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.
2.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.
a) 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:
4
− 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
b) 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 η max = 0,98;
− reductoarele conico-cilindrice cu 2 trepte (prima treapta avand angrenaj conic), cu iT
= 4 … 40 si randamente η max = 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 η max = 0,95.
5
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.
6
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.
c) 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).
7
Fig. 1.3. Scheme cinematice pentru reductoarele melcate ci cilindro-melcate
3.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
8
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
II. MEMORIU DE CALCUL
II.1. SCHEMA CINEMATICA A REDUCTORULUI
Fig. 2.1. Scheme cinematice pentru reductoarele melcate ci cilindro-melcate
II.2. STABILIREA RAPOARTELOR DE TRANSMITERE
Raportul de transmitere total
iesire
MET n
ni =
9
66,18615
2800 ==Ti
Unde: - nME - turatia motorului electric, nME =2800 [rot/min]
-niesire – turatia de iesire, niesire=15 [rot/min]
Se adopta raportul de transmitere total iT=186,66 [rot/min].
Raportul de transmitere pe angrenajul cilindric i12
Se alege raportul de transmitere pe angrenajul cilindric i12=3,15 conform STAS 6012-82.
Raportul de transmitere pe angrenajul melcat i34
1234 ii
ii
curea
T
⋅=
25,5915,31
66,18634 =
⋅=i
Se alege raportul de transmitere pe angrenajul melcat i34=56 conform STAS 6012-82.
Raportul de transmitere pe curea icurea
Se alege raportul de transmitere pe curea icurea=1,05
II.3. CALCULUL TURATIILOR ARBORILOR
10
Turatia arborelui de intare n1
curea
ME
i
nn =1
50,264605,1
28001 ==n
Turatia pe arborele intermediar n2
12
12 i
nn =
15,84015,3
50,26462 ==n
Turatia pe arborele de iesire n3
34
22 i
nn =
1556
15,8402 ==n
II.4. CALCULUL PUTERILOR PE ARBORI
11
Puterea pe arborele de intrare P1
rulmentcureaMEI PP ηη ⋅⋅=
464,899,095,09 =⋅⋅=IP
Unde: - ηcurea – randamentul curelei, ηcurea =0,95
- ηrulment – randamentul rulmentului, ηrulment =0,99
Se adopta puterea pe arborele de intrare P1=8,464 [kW]
Puterea pe arborele intermediar P2
rulmentPP ηη ⋅⋅= 1212
127,899,097,0464,82 =⋅⋅=P
Unde: - η12 – randamentul angrenajului cilindric, η12 =0,97
Se adopta puterea pe arborele de intrare P1=8,127 [kW].
Puterea pe arborele de iesire P3
rulmentPP ηη ⋅⋅= 3433
436,699,08,0126,83 =⋅⋅=P
Unde: - η34 – randamentul angrenajului melcat, η12 =0,8
Se adopta puterea pe arborele de intrare P1=6,436 [kW].
12
II.5. CALCULUL MOMENTELOR DE TORSIUNE PE ARBORI
Momentul pe arborele de intrare M1
1
195501 n
PM t ⋅=
56,32050,2646
464,89550
1=⋅=tM
Momentul pe arborele intermeiar Mt2
2
295502 n
PM t ⋅=
68,9115,840
126,89550
2=⋅=tM
Momentul pe arborele de iesire Mt3
3
395503 n
PM t ⋅=
15,385915
436,69550
3=⋅=tM
II.6. CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC
II.6.1. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE ANGRENAJULUI CILINDRIC
Alegerea numarului de dinti z1 si z2
z1=19
z2=z1·i12
z2=19·3,15=59,85
13
Se adopta numarul de dinti z1=19 si z2=60
Distanta axiala minima amin
( ) ( ) ( )( )3
2
2
212
12min
lim
2
2
1XWVRLN
EH
HP
Ha
HHHVAt
ZZZZZZ
ZZZZ
Si
KKKKMia
⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅
⋅
⋅Ψ⋅⋅
⋅⋅⋅⋅+= βεαβ
σ
( ) ( ) ( )( ) 0003,67
101,111103,1
195,09,1895,2
15,1
84067,015,32
13,12,125,191680115,3
3
2
2
2
min =⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅
⋅⋅⋅
⋅⋅⋅⋅+=a
Unde: - KA - factorul de utilizare a reductorului KA=1 [5, pag.187]- KV - factor dinamic KV=1,2 [5, pag.187]- KHα - factorul repartitiei sarcinii pe latimea danturii KHα=1,5 [5, pag.188]- KHβ - factorul repartitiei frontale a sarcinii KHβ=1 [5, pag.187]- ZH factorul zonei de contact ZH=2,5 [5, pag.188]- ZE factorul de material ZE=189,9 [5, pag.203]- Zε coeficientul gradului de acoperire Zε=0,95 [5, pag.188]- Zβ factorul inclinarii dintilor Z=1 [5, pag.188]- ψa - factorul de latime al dintelui ψ a=0,67 [5, pag.209]- σHlim rezistenta materialului rotii dintate la presiune de contact
σHlim=900 [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]
14
- ZW - raportul duritatii flancurilor ZW=1 [5, pag.188]- ZN - factorul de durabilitate al dintilor ZN=1,07 [5, pag.169]
Modulul axial mx
21
min2
zz
amx +
⋅=
69,16019
672 =+⋅=xm
Se alege modulul axial m=2 STAS 822-82.
Distanta axiala de referinta a
( )2
2 21 zzaw
⋅⋅=
12,692
)6019(2 =⋅⋅=wa
Se alege distanta axiala de referinta a=71 STAS 2741-81 [mm].
Diametrul mediu d1 si d2
11 zmd ⋅=
381921 =⋅=d
22 zmd ⋅=
15
1206022 =⋅=d
Deplasarile danturii rotilor dintate x1 si x2
( ) ( )α
αα α
tg
zzinvinvX
⋅+⋅⋅
=∑ 2430
( ) ( )73,2
202
6019127,021,0 =°⋅
+⋅⋅=∑ tgX
πααα ⋅⋅=180
tginv
127,0180
2020 =⋅⋅= πα tginv
⋅⋅= αα cosarccos0 a
as
50,120cos12,69
71arccos0 =
⋅⋅=α
πααα ⋅⋅=180
000 tginv
21,0180
50,150,10 =⋅⋅= πα tginv
Unde: α – unghiul profilului de referinta α=20º [3, pag. 41].
Se aleg deplasarile danturii x1=0,16 si x2=0,2 [mm].
Coeficientul de deplasare a distantei dintre axe y16
maasy −=
9 4,021 2,6 97 1 == −y
Se adopta coeficientul de deplasare a distantei axiale x1=0,16 si x2=0,2 [mm].
Unghiul de rostogolire αw
⋅⋅= αα cosarccos
a
aww
50,120cos12,169
71arccos =
⋅⋅=wα
Se adopta unghiul de rostogolire αw=1,50
Diametrele cercurilor de baza db1 si db2
db1=d1·cosα°
db1=38·cos20°=35,70 [mm]
db2=d2·cosα°
db2=120·cos20°=112,76 [mm]
17
Diametrele cercurilor de rostogolire dw1 si dw1
0c o sc o s
11 ααddw =
7 2,3 53 8 5 0,1c o s2 0c o s
1 ==wd
0c o sc o s
22 ααddw =
8 0,1 1 21 2 0 5 0,1c o s2 0c o s
2 ==wd
Diametrele cercurilor de picior df1 si df2
( )111 2 xhmdd af −−=
( ) 64,3416,0122381 =−⋅−=fd
( )222 2 xhmdd af −−=
( ) 8,1162,01221202 =−⋅−=fd
Unde: - ha – coeficientul inaltimi capului de referinta, ha=1 [3, pag. 41].
Diametrele cercurilor de cap da1 si da2
( )111 2 xhmdd aa ++=
( ) 64,4216,0122381 =+⋅+=ad
( )222 2 xhmdd aa ++=
18
( ) 8,1242,01221202 =+⋅+=ad
Inaltimea dintilor h
2111 fa dd
h+=
426 4,3 46 4,4 2
1 == −h
2222 fa dd
h+=
1 2 028,1 1 68,1 2 4
2 == +h
Unghiurile de presiune la capul dintelui αa1 si αa2
⋅⋅= αα cosarccos
1
11
aa d
d
37,120cos64,42
38arccos1 =
⋅⋅=aα
⋅⋅= αα cosarccos
2
22
aa d
d
43,1cos8,124
120arccos2 =
⋅⋅= ααa
Latimea danturii dintilor b1 si b2
19
ddd
bdb ψ⋅=⋅= 112
8,226,0382 =⋅=b
)2...1(12 +=bb
23)2...1(8,222 =+=b
Unde: - ψd – coeficientul de latime al dintelui, ψd =0,6 [6, pag. 209, tabA14].
Gradul de acoperire εa
0222122121 αααε πππα tgtgtg zz
az
az ⋅−⋅+⋅= ⋅
+⋅⋅
0 8,05 0,14 3,13 7,1 26 01 9
26 0
21 9 =⋅−⋅+⋅= ⋅
+⋅⋅ t gtgt g πππαε
Se adopta gradul de acoperire εa=0,08[mm].
II.6.2. CALCULUL FORTELOR DIN ANGRENAJULUI CILINDRIC
Fortele tangentiale Ft1 si Ft2
1
11
2
d
MF t
t
⋅=
42,160838
3056021 =⋅=tF
2
12
2
d
MF t
t
⋅=
20
33,509120
3056022 =⋅=tF
Fortele radiale Fr1 si Fr2
αtgFF tr ⋅= 11
41,5852042,16081 =⋅= tgFr
αtgFF tr ⋅= 22
38,1852033,5092 =⋅= tgFr
Forta normala pe flancul dintilor Fn
αcos
11 ⋅= tn FF
64,171120cos
142,1608 =⋅=nF
II.6.3. VERIFICAREA DANTURII ANGRENAJULUI
Verificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui σF1 si σF2
εσ YYFmb
F
FFt ⋅⋅= ⋅1
11
1 9,5 57,01 3,228,2 21 6 8 8
1 =⋅⋅= ⋅Fσ
21
εσ YYFmb
F
FFt ⋅⋅= ⋅2
2
2
3 0,1 77,01 3,222 35 3 4
2 =⋅⋅= ⋅Fσ
βα FFvAttF FKKKFF ⋅⋅⋅⋅= 11
16887,0125,12,142,16081 =⋅⋅⋅⋅=tFF
βα FFvAttF FKKKFF ⋅⋅⋅⋅= 22
5347,0125,12,133,5092 =⋅⋅⋅⋅=tFF
XSNSFF P YYYp
F ⋅⋅⋅= limσσ
6,7 8 21111 5,19 0 0 =⋅⋅⋅=F Pσ
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
12
12
1
1 11 i
i
db
KKKKF
EHHhhVAtZZZ +
⋅
⋅⋅⋅⋅ ⋅⋅⋅⋅= βαεσ
31,94695,09,1895,2 15,311 5,3
388,2215,12,1142,1 60 8
1 =⋅⋅⋅⋅= +⋅
⋅⋅⋅⋅Hσ
12
12
2
2 12 i
i
db
KKKKF
EHHhhVAtZZZ +
⋅
⋅⋅⋅⋅ ⋅⋅⋅⋅= βαεσ
35,29895,09,1895,2 15,3115,3
1202315,12,1133,509
1 =⋅⋅⋅⋅= +⋅
⋅⋅⋅⋅Hσ
22
NWLWRSHFP YYYYYp
H ⋅⋅⋅⋅⋅= lim1
σσ
3,1 3 6 71111 2 3,111 5,11 4 0 0
1 =⋅⋅⋅⋅⋅=F Pσ
NWLWRSHFP YYYYYp
H ⋅⋅⋅⋅⋅= lim
2σσ
8 6,8 7 81111 2 3,111 5,19 0 0
2 =⋅⋅⋅⋅⋅=F Pσ
Unde: - σHP efortul unitar admisibil la presiunea de contact- ZH factorul zonei de contact ZH=2,5- ZE factorul de material ZE=189,9 - 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].
Verificarea la solicitarea statica de contact σHst
A
M A XA
K
K
HH s t σσ =
2 2 0 02 2 0 0 11 =⋅=H s tσ
HRCDFH ⋅= 40σ
23
22005540 =⋅=Hσ
Unde: - KAmax – factorul de soc maxim [3, pag.53]
Se admite tensiunea de solicitarea static de contact σHst=2200 .
II.7. CALCULUL ANGRENAJULUI MELCAT
II.7.1. 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
z2=z1·i34
z2=1·56=56
Se alege din STAS z2=56 dinti.
Distant axiala minima aHmin
24
2
2234
234
2lim
2
2
3min
⋅
⋅
⋅
⋅⋅≥
q
zi
i
q
z
MKKa
H
tAHH
σ
7,319
56
5656
56
75,31812
56
38591501800002
2
2
22min =
⋅
⋅⋅
⋅⋅=Ha
Unde: - q – coeficientul diametral, q=9 [3, pag.89]
- KH – factorul global al presiunii hertziene de contact, KH =80000
Modulul axial m
2
min2
zq
am
H
x +⋅= ]
40,95612
7,3192 =+
⋅=xm
Se alege din STAS m=10.
Distant de referinta a
( )2
2zqmaw
+⋅=
( )340
2
561210 =+⋅=wa
Se alege din STAS a=355 [mm].
25
Unghiul de panta al elicei melcului γ01
=
q
zarctg 3
01γ
°=
= 08,012
101 arctgγ
Se admite unghiul de panta al elicei melcului γ01=0,08.
Coeficientul deplasarii de profil a danturii rotii melcate x1
m
aax w −
=1
5,110
3403551 =−=x
Se admite coeficientul deplasarii de profil a danturii rotii melcate x1=1,5
Unghiul de presiune de referinta αn
Se alege unghiul de presiune de referinta αn=20º.
Diametrele de referinta d03 si d03
qmd ⋅=01
120121001 =⋅=d
402 zmd ⋅=
560561002 =⋅=d
26
Diametrele de rostogolire da3 si da4
1031 2 xmdd ⋅+=
1505,11021201 =⋅⋅+=d
042 dd =
5602 =d
Diametrele de picior da3 si da4
( ) mchdd aat ⋅+⋅−= 2031
( ) 951025,0121201 =⋅+⋅−=ad
( ) mxchdd aaa ⋅−+⋅−= 1042 2
( ) 901025,025,121202 =⋅+⋅−=ad
Unde: - ha – coeficientul inaltimii piciorului de referinta, ha= 1,25 [3, pag.95]
- ca–coeficientul jocului de referinta radial, c1 =0,25 [3, pag.95]
Diametrele de cap da3 si da4
mhdd aa ⋅⋅+= 2033
1201025,12953 =⋅⋅+=ad
mxhdd aa ⋅+⋅+= 1044 2
1151025,12904 =⋅⋅+=ad
27
Inaltimea de referinta a capului melcului ha3
ha3=ha·m
ha3=1,25·10=12,5
Inaltimea dintelui(melc si roata) h
h=(2·ha+c)·mh=(2·1,25+0,25)·10=27,5
Pasul axial al melcului Px
Px=π·m
Px=π·10=31,41
Pasul elicei melcului Pz
Pz=z3·Px
Pz=1·31,41=31,41
28
Diametrul exterior al rotii melcate de4
2
6
344 +
⋅+=z
mdd ae
13521
1061154 =
+⋅+=ed
Latimea rotii melcate b4
b4=0,75·da3
b4=0,75·120=90
Lungimea melcului L3
L4=(12,5+0,1·z2)·m
L4=(12,5+0,1·56)10=181
Se adopta lungimea melcului L4=181 [mm].
Raza de curbura a rotii melcate Re
29
−⋅= ae h
qmR
2
5,4725,12
1210 =
−⋅=eR
Unghiul coroanei rotii melcate 2θ2
⋅−
⋅=md
b
a 5,0arcsin22
3
22θ
103105,0120
90arcsin22 2 =
⋅−⋅=θ
Gradul de acoperire εa
( )
x
x
axaxoa
a m
xhmddd
απα
ααε
cos2
sin
2sincos 12
422
424
⋅⋅⋅
−⋅+⋅−⋅−
=
( )35,2
20cos10220sin
5,125,110220sin56020cos560115 2222
=⋅⋅⋅
−⋅+⋅−⋅−=
πε a
03cosγαα n
x
tgtg =
366,034,6cos
20 =°
°= tgtg xα ⇒ α =20º
Se adopta gradul de acoperire εa=2,35 ≥1,3.
30
II.7.2. CALCULUL FORTELOR DIN ANGRENAJULUI MELCAT
Fortele tangentiale Ft1 si Ft2
04
33
2
d
MF t
t
⋅=
67,13782560
385915023 =⋅=tF
( )1144 ϕγ +⋅⋅= tgFF tt
( ) 65,183107,650,167,137824 =+⋅⋅= tgFt
Unde: - 1ϕ- coeficientul de frecare, 07,61 =ϕ [3, pag.102]
Fortele radiale Fr1 si Fr2
xttt tgFFF α⋅== 243
66,6662065,18314 =⋅= tgFt
Fortele axiale Fa3 si Fa4
Fa3= Ft4
Fa3= 13782,67
Fa4= Ft4
Fa4= 1831,6531
Forta normala pe flancul dintilor Fn
33443 sincoscos
1
γµγα ⋅−⋅⋅==
ntnn FFF
23,1471350,1sin1,050,1cos20cos
167,1378243 =
⋅−⋅⋅== nn FF
II.7.3. VERIFICAREA DANTURII ANGRENAJULUI
Verificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui σF3
βγαβσ YYY EFmb
KKKKF
FFFVAt ⋅⋅⋅= ⋅⋅
⋅⋅⋅⋅
12
4
cos3
4 2,6 28,07,01 3,25 0,1co s1 09 015,12,116 7,1 3 7 8 2
3 =⋅⋅⋅= ⋅⋅⋅⋅⋅⋅
Fσ
XSNSHFP YYYp
H ⋅⋅⋅= limσσ
1 7 61112 5,12 0 0 =⋅⋅⋅=F Pσ
Verificarea la presiune hertziana σH1 si σH2
32
12
2360 cosZ
221
4 γσ θπβεβα
⋅⋅⋅
⋅⋅⋅⋅ ⋅⋅⋅⋅=dd
KKKKF
EHHhhVAtZZZ
45,18750,1cos99,095,09,1895,2 272,1
360560115
15,12,1167,13782 =⋅⋅⋅⋅= ⋅⋅⋅⋅⋅⋅
πσ H
NWLWRSHHP YYYYYp
H ⋅⋅⋅⋅⋅= limσσ
8 3,2 1 41111 2 3,111 5,12 2 0 =⋅⋅⋅⋅⋅=H Pσ
II.8. CALCULUL ARBORILOR
Pentru constructia arborilor reductorului se va folosi un otel aliat 41 MoCr 11 STAS 791-80.
II.8.1. PREDIMENSIONAREA ARBORILOR
Arborele de intrare
Calculul de predimensionare se face din condiţia de torsiune.
3116
at
tMd
τπ ⋅≥
39,1825
30560163 =
⋅⋅=π
d
Se alege din STAS diametrul de capat al arborelui d1=30 [mm].d2=d1+(3…5)=30+5=35d3=d3+(3…5)=35+5=40d4=d3+(3…5)=40+5=45d5=d3+(1…2)=40+2=42
Se alege din STAS lungimea capatului de arbore a1=58 [mm].
33
a2=ls+ lp + le +(15…20)=5+15+7+15=42a3=B+ lu + lg +(2…4)=14+14+7+2=35a4=b1+ (2…4)=30+2=32a5=7a6=B+(1…2)=14+1=15a7=b1+(1…2)=30+2=32
Pentru arborele de intrare se vor utiliza Rulmenti radial cu bile 6006 STAS 6846-80.
Arborele intermediar
Calculul de predimensionare se face din condiţia de torsiune.
3216
at
tMd
τπ ⋅≥
96,2430
91680163 =
⋅⋅=π
d
Se alege din STAS diametrul de capat al arborelui d1=70 [mm].d2=d1+(3…5)=70+5=75d3=d3+(3…5)=85+5=70d4=d3+(3…5)=80+5=75d5=d3+(1…2)=80+2=82
a1=b2 +(2…4)=28,5+2,5=26a2=2B+b=2·20+10=50a3=10a4=135a5=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 condiţia de torsiune.
3316
at
tMd
τπ ⋅≥
91,7840
3859150163 =
⋅⋅=π
d
Se alege din STAS diametrul de capat al arborelui d1=100 [mm].d2=d1+(3…5)=100+5=105d3=d3+(3…5)=105+5=110d4=d3+(3…5)=110+5=115d5=d3+(3…5)=115+5=120
34
a1=130a2=40a3=B+31=63,5+31=94,5a4=160a5=10
Pentru arborele de iesire se vor utiliza Rulmenti radiali axiali cu role conice 32317 STAS 6846-86.
II.8.2. VERIFICAREA LA OBOSEALA A ARBORILOR
Arborele de intrare
Solicitarea de incovoiere
333
m a x
3 2dM
WM i
n e c
i
⋅⋅== πσ
09,133017,3471432
3m ax =⋅⋅= πσ
Solicitarea de torsiune
311
m ax
16dM
WM t
p
t
⋅⋅== πτ
0 9,63 03 2 3 3 21 6
3m ax =⋅⋅= πτ
Coeficientul de siguranta
c
mv
c
σσ
σσ
γεβ
σ
σσ
+⋅⋅
=
−1
1
8,23
800
54,6
350
54,6
9,072,0
2,21 =
+⋅⋅
=σc
35
Unde: - βσ - coeficient efectiv de concentrare a tensiunilor, βσ=2,2 - γ - coeficient de calitate al suprafeţei, γ=0,9 - εσ - factor dimensional, εσ=0,72 - σv - amplitudinea ciclului de solicitare la încovoiere în secţiunea respectivă, σv=6,54 - σ −1 - rezistenţa la oboseală a materialului arborelui, σ −1=350 - σm - tensiunea medie la solicitarea de încovoiere a secţiunii respective
c
mv
c
ττ
ττ
γεβ
τ
ττ
+⋅⋅
=
−1
1
36,32
450
045,3
350
045,3
9,072,0
8,11 =
+⋅⋅
=τc
Unde: - βτ - coeficient efectiv de concentrare a tensiunilor, βτ=1,8 - γ - coeficient de calitate al suprafeţei, γ=0,9 - ετ - factor dimensional, ετ=0,72 - τv - amplitudinea ciclului de solicitare la încovoiere în secţiunea respectivă, τv=3,045 - τ −1 - rezistenţa la oboseală a materialului arborelui, τ −1=350 - τm - tensiunea medie la solicitarea de încovoiere a secţiunii respective, τm=450
22τσ
τσ
ccccc+⋅=
7,19236,3228,23
36,328,23 =+⋅=c > ca=1,5…1,8
Arborele intermediar
Solicitarea de incovoiere
355
m a x
3 2dM
WM i
n e c
i
⋅⋅== πσ
7,144225,10692232
3m ax =⋅⋅= πσ
Solicitarea de torsiune
36
322
m ax
1 6dM
WM t
p
t
⋅⋅== πτ
5 3,84 21 2 4 1 8 01 6
3m a x =⋅⋅= πτ
Coeficientul de siguranta
c
mv
c
σσ
σσ
γεβ
σ
σσ
+⋅⋅
=
−1
1
5,12
800
35,7
350
35,7
9,072,0
2,21 =
+⋅⋅
=σc
c
mv
c
ττ
ττ
γεβ
τ
ττ
+⋅⋅
=
−1
1
73,21
800
26,4
350
26,4
9,072,0
8,11 =
+⋅⋅
=τc
22τσ
τσ
ccccc+⋅=
83,10273,2125,12
73,215,12 =+⋅=c > ca=1,5…1,8
Arborele de iesire
Solicitarea de incovoiere
37
388
m a x
3 2dM
WM i
n e c
i
⋅⋅== πσ
67,1110047,114664932
3m ax =⋅⋅= πσ
Solicitarea de torsiune
333
m ax
1 6dM
WM t
p
t
⋅⋅== πτ
8,1 51 0 03 1 0 2 6 6 51 6
3m ax =⋅⋅= πτ
Coeficientul de siguranta
c
mv
c
σσ
σσ
γεβ
σ
σσ
+⋅⋅
=
−1
1
25,6
800
4,11
350
4,11
9,072,0
2,21 =
+⋅⋅
=σc
c
mv
c
ττ
ττ
γεβ
τ
ττ
+⋅⋅
=
−1
1
33,8
800
43,15
350
43,15
9,072,0
8,11 =
+⋅⋅
=τc
22τσ
τσ
ccccc+⋅=
83,10273,2125,12
73,215,12 =+⋅=c > ca=1,5…1,8
II.9. CALCULUL ASAMBLARII CU PENE
38
II.9.1. ALEGEREA PENELOR
Arborele de intrare
s
tc
c
ts dh
Ml
dlh
M
σσ
⋅⋅⋅
=⇒⋅⋅
⋅= 11 44
27,770308
305604 =⋅⋅
⋅=cl
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.
dlb
M tf ⋅⋅
⋅= 12τ
26,9302210
305602 =⋅⋅
⋅=fτ ≤ τaf=32
Arborele intermediar
s
tc
c
ts dh
Ml
dlh
M
σσ
⋅⋅⋅
=⇒⋅⋅
⋅= 22 44
38,1270479
916804 =⋅⋅
⋅=cl
Se alege din STAS Pana paralela de tip C din OLC 45 12x8x19.
dlb
M tf ⋅⋅
⋅= 12τ
66,14471914
916802 =⋅⋅
⋅=fτ ≤ τaf=32
Arborele de iesire
s
tc
c
ts dh
Ml
dlh
M
σσ
⋅⋅⋅
=⇒⋅⋅
⋅= 33 44
82,1377010016
38591504 =⋅⋅
⋅=cl
Se alege din STAS Pana paralela de tip C din OLC 45 28x16x100.
dlb
M tf ⋅⋅
⋅= 32τ
97,2210012028
38591502 =⋅⋅
⋅=fτ ≤ τaf=32
39
Pentru roata melcata:
s
tc
c
ts dh
Ml
dlh
M
σσ
⋅⋅⋅
=⇒⋅⋅
⋅= 33 44
84,1197011516
38591504 =⋅⋅
⋅=cl
Se alege din STAS Pana paralela de tip A din OLC 45 32x19x100.
II.10. CALCULUL CUPLAJULUI ELASTIC CU BOLTURI
II.10.1. ALEGEREA CUPLAJULUI
3tst MCMc
⋅=
1421049168055,1 =⋅=ct
M
Se alege cuplaj CEB 10 N-P80/K125-OT 60-3 STAS 5981/6-81.
II.10.2. VERIFICAREA CUPLAJULUI
nD
MF ct
l ⋅⋅
=1
2
18,7514270
1421042 =⋅
⋅=lF
Unde: - n - numărul de bolţuri pe cuplaj, n=14 [4. pag. 38, tab. 62]- D1- diametrul pe care sunt amplasate bolţurile, D1=270 [4. pag. 38, tab. 62]
Presiunea de contact
( ) πδ4
43
⋅−⋅
=ll
Fp l
40
( ) 06.04
9916524
18,75 =⋅−⋅
=π
p
3
43
1
232
δπσ
⋅
+
−⋅⋅
=s
llFl
78,4324
42
9916518,7532
31 =⋅
+−⋅⋅
=π
σ
Unde: - δ – diametrul bolturilor, δ =24 [4. pag. 38]
II.11. CALCULUL RANDAMENTULUI REDUCTORULUI SI VERIFICAREA LA INCALZIRE
II.11.1. RANDAMENTUL REDUCTORULUI
Datorită frecărilor din angrenare, a frecărilor din rulmenţi şi a celor care apar laantrenarea uleiului din baie, puterea la ieşirea din reductor, P3 , este mai mică decât cea de la intrare, P1 , diferenţa reprezentând-o puterea pierdută Pp :
Pp =P1 –P3 Pp=8,50-8,12=0,38
ungererulmentreductor ηηηηη ⋅⋅⋅= 23412
752,099,099,08,097,0 2 =⋅⋅⋅=reductorη
Randamentul reductorului cilindro-melcat: η=0,752.
II.11.2. VERIFICAREA LA INCALZIRE A REDUCTORULUI
41
Suprafata reductorului
S=2L·l+2L·h+2l·h
S=2·800·500+2·800·800+2·500·800=2880000 =2,88 [m2]
Sc=1,2·S
Sc=1,2·2,88=3,45 [m2]
Temperature uleiului din baie
( )reductorc
reductor
S
Ptt
ηλη⋅⋅
−⋅=
130
( )05,18
752,045,310
752,0106,618 =
⋅⋅−⋅+=t ≤ ta=60…70 [º Celsius]
Se va utiliza un Ulei TIN 125 EP STAS 562-80.
Reductorul functioneaza normal fara a exista riscul de incalzire a acestuia.
II.12. ALTE ELEMENTE CONSTRUCTIVE ALE REDUCTORULUI
II.12.1. Flanse pentru fixare
42
Asamblarea celor doua carcase , superioara si inferioara, se realizeaza prin intermediul flanselor si suruburilor. Latimea flansei k, se determina in asa f fel incat piulita de strangere sa poata fi rotita cu cheia fixa, cu un unghi mai mare de 60°.
k=2,7·dk=2,7·16=43,2
Se va utiliza flanse cu latimea de 43,2 mm si cu grosimea de 13 mm (pentru capacul superior), respectiv 16 mm (pentru capacul inferior).
II.12.2. 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·dds=0,75·16=12
Se va utiliza Stift 12x30 1599-80/OLC 45 imbunatatit.
II.12.3. Piulite
Pentru a se realiza asamblarea filetata se vor utilize piulite hexagonale.Se va utiliza Piuliţă B-M16 STAS 922-75 grupa 5.
II.12.4. Saibe
Pentru asigurarea asamblarilor filetate se vor utiliza saibe Grower.Se va utiliza Saiba Grower N18 STAS 7666/2-80.
II.12.5. Capace pentru rulmenti
Pentru fixarea rulmentilor in carcasa reductorulul se utilizeaza capace de diverse forme constructive.
43
• Pentru rulmentul de pe arborele de intrare, dimensiunile capacului vor fi: D=62 mm, D1=82 mm, D2=106 mm, D3=56 mm, e=8 mm.• Pentru rulmentul de pe arborele de iesire, dimensiunile capacului vor fi: D=180 mm, D1=210 mm, D2=246 mm, D3=162 mm, e=10 mm.
II.12.6. 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. Se va utiliza un capac capac cu urmatoarele dimensiuni: a=100 mm, b=150 mm, c=160 mm, e=210 mm, l1=80 mm, l3=180 mm, l4=130 mm, h=3 mm, R=15mm. Pentru fixare se foloseste Surub M10x20 STAS 920-69.
II.12.7. 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.
II.12.8. Dop de aerisire
Pentru a se evita aparitia unor suprapresiuni in carcasa reductorulul, in partea de sus a carcasei se monteaza un aerisitor, avand rolul de egalizare a presiunii din reductor cu presiunea atmosferica.
Se va utiliza un Dop de aerisire M30x 1,5.
II.12.9. 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.
II.12.10. 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 şurub M56 STAS 3186-77.
44
II.12.11. 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.
45
BIBLIOGRAFIE
1. Antal, A. & colectiv "Reductoare", Institutul politehnic Cluj-Napoca, 1994.2. Crudu, I. "Atlas de reductoare cu roţi dinţate. " Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică,
19813. Filipoiu, I. "Proiectarea transmiciilor mecanice", Editura BREN Bucuresti, 2006.4. Palade, V. "Indrumar de proiectare- Reductor de turatie intr-o treapta", Editura ALMA Galati,
20085. Radulescu, Gh. " Îndrumator de proiectare în construcţia de maşini " vol.3, Bucuresti, Editura
Tehnică, 1986.6. Stanciu, S. "Organe de masini- Transmisii mecanice", Editura Politehnica Bucuresti, 20067. Stoica, G. "Indrumar de proiectare- Transmisii mecanice cu reductoare într-o treaptă", Editura
Politehnica Bucuresti, 2005
46
CUPRINS
Tema de proiect ............................................................................................................... 2I. Memoriu
tehnic ................................................................................................................ 31. Definirea reductorului ………………………………………………….….….
…..... 32. Tipuri se
reductoare ................................................................................................... 43. Variante constructive de reductoarea cilindro-melcate
............................................. 8II. Memoriu justificativ de calcul ………………………………………………..
……...... 9II.1. Schema cinematic a reductorului ……………………….……………..……...... 9II.2. Stabilirea rapoartelor de transmitere pe trepte ……………………….….……... 9II.3. Calculul turatiilor pe arbor i.................................................................................10
47
II.4. Calculul puterilor pe arbori ............................................................................... 11II.5. Calculul monentelor de torsiune pe arbori ......................................................... 11II.6. Calculul angrenajului cilindric ……………………………….……….….….... 12
II.6.1. Calculul elementelor geometrice ale angrenajului cilindric .................... 12II.6.2. Calculul fortetelor din angrenajul cilindric ………………….….….….. 16II.6.3. Verificarea de rezistenta a danturii angrenajului cilindric ……..….…... 17
II.7. Calculul angrenajului melcat ……………………………………….…..…...... 19II.7.1. Calculul elementelor geometrice ale angrenajului melcat . ……...…..…19II.7.2. Calculul fortelor din angrenajul melcat .................................................. 23II.7.3. Verificarea de rezistenta a danturii angrenajului melcat ......................... 24
II.8. Calculul arborilor ............................................................................................... 24II.8.1. Predimensionarea arborilor ……………………………………....…..... 24II.8.2. Verificarea la oboseala a arborilor ...........................................................26
II.9. Calculul asamblarii cu pene ………………………………………….…..…... 29II.9.1. Alegerea penelor ………………………………………………...…..... 29
II.10. Calculul cuplajului elastic cu bolturi ................................................................ 30II.10.1. Alegerea cuplajului ……………………………………………...…..... 30II.10.2. Verificarea bolturilor cuplajului ………………………………...…..... 30
II.11. Calculul randamentului reductorului si verificarea la incalzire ....................... 31II.11.1. Randamentul reductorului ……………………………………....……..31II.11.2. Verificarea la incalzire a reductorului ………………………....……....31
II.12. Elemente ale reductorului .............................................................................. 32II.12.1. Flanse de fixare ……………………………………………..….....…..32II.12.2. Stifturi .................................................................................................. 32II.12.3. Piulite…………………………………………………….……....…..32II.12.4. Saibe Grower……………………………………………..…….……32II.12.5. Capace pentru rulmenti……………………………………..…….….33II.12.6. Capac de vizitare……………………………………….……...…….33II.12.7. Dop de golire……………………………………………….……..…33II.12.8. Dop de aerisire……………………………………………..….…….33II.12.9. Indicator de nivel al uleiului………………………………..…...….. 33II.12.10. Inele de ridicare……………………………………………….……..33II.12.11. Etansari…………………………………………………….…….…..34
Bibliografie………………………………………………………………..……..…. 35Partea desenata…………………………………………………………….……….. 37
48