Post on 17-Feb-2016
description
TEMA DE PROIECT
I. Calculul surubuluiunui cric cu parghii cu o piulita pentru o sarcina Q daN
1.Schema structural si de solicitare
2.Calculul surubuluiElementul de calcul. Relatia de calcul. Recomandari.
Exemplu numeric.
2.1alegerea materrialului: OL 37, OL 42, OL 50, OLC 35, OLC 45
Se impune Q = 1200 daN. Se alege OL 50Diametrul a: 16<a≤40δc = 280MPa, δn =490 +610MPa
2.2calculul de predimensionare a)sarcina care incarca surubul F(N)F = Q·ctg·αmin : αmin = 30º F =12000
1tg∝min
=20784.6N
b)Sarcina de calcul Fc(N)Fc = β·F : β = 1.25 …1.3
Se adopta β = 1.3Fc = 1.3 ·20784.6 = 27019.9 N
c)diametrul interior al filetului d3(mm)
d3 =√ 4 ·Fcπ·δat
δm = 100…200MPa
Se adopta δm = 110MPa
d3 = √ 4 ·27019.9π·110
= 17.6 mm
d) Alegerea filetului standardizat.
Se allege filet trapezoidal standardizat (SR ISO
2904) pentru filete trapezoidale cu pas normal.
d3stas ≥ d3.
d3stas = 18.5 mm:
d1stas = 24 mm, p = 5mm.
P d2 = D2. D4 d3 D1
5 21.5 24.5 18.5 19
2.3 Verificarea conditiei de autofranare
a) Unghiul de inclinare al spirei filetului
β2 (grade).
β2 = arctg P
π·d 2
β2 = arctg 5
π ·21.5=4.23 °
b) Unghiul aparent de frecare φ' (grade)
φ' = arctg
μ
cos α2
μ = 0.11….0.12 pentru otel/otel
∝ = 30° (SR ISO 2904)
φ' = arctg
0.11
cos 302
= 6.49°
c) Conditia de autofranare
β2 ¿φ' 4.23 ° ¿6.49° se verifica .
2.4 Verificarea la solicitari compuse
a) momentul de torsiune care solicita surubul Mt
(Nºmm)
Mt = Mins = F d22
tg¿β2 )
Mt = Mins = 20784.6 21.5
2tg ¿4.23º ) =
= 42299 Nmm
b) Tensiunea efectiva de tractiune σ t = 4 Fπ ·d3
2 σ t =
420784.6π ·18.53 = 4.179 MPa
c) Tensiunea efectiva de torsiune τt (MPa)
τt 16Mπ·d3
3 τt 16 ·42299π·18.53 = 34MPa
d) Tensiunea echivalenta
σ t = √σ2+4 · τt2 ≤σ at
σ at = 100…200 MPaσ t = √4.172+4 ·342 = 68.12 MPa
3.Desenul ethnic al surubului . Executat conform unui model dat.
4.Analiza desenului ethnic de ansamblu. Pe baza unui model dat.
TEMA DE PROIECT
II.
a. Alegerea si verificarea rulmentilor dintr-un montaj cu 2 rulmenti radiali cu bile.Se considera montajul cu rulmentii in fig. II. 1 pentru care sa se aleaga sis a se verifice la durabilitate rulmentii in urmatoarele conditii: Ft =500 daN (pe fiecare rulment Fa se neglijaza), n = 1600 rot/min, iar Lh = 12500 ore, d = 30mm.Se va realize o reprezentare grafica a ansamblului la scara 1:1 cunoscand distant intre axele bilelor celor doi rulmenti l = 160mm si se va explica functionarea montajului.
Elementul de calcul. Relatiile de calcul. Recomandari. Exemplu numeric1.Analiza schemei montajului conform fig II.1 Conform datelor rezulta Ft =500 daN, n
= 1600 rot/min, Lh = 12500 ore, d = 30mm, l = 160mm
2.Alegerea rulmentului
2.1Calculul capacitatii de incarcare dinamica C.
C =PP√L
P = Fr
L = Lh·n·60
106
P = Fr = 500daN
P = 3 (pentru rulmentii radial cu bile)
L = 12500 ·1600 ·60
106 = 1200
milioane de rotatii
C =5003√1200 = 5315daN
2.2 Identificarea rulmentului in catalog
a. In functie de d si C se identifica rulmentul.
b. Se extrag caracteristicile dimensionale si functionale ale
rulmentului: d, D, B, r, C.
a. Conform d = 30 mm si C = 5.315kN
se identifica rulmentul cu simbolul 6306.
b. Conform catalogului rezulta:
d = 30 mm, D = 72 mm, B = 19 mm,
r = 2 mm, C = 23.4 kN
3.Verificarea la durabilitate
3.1 a. Calculul durabilitatii nominale
L = (CP )P
b.Calculul duratei de functionare in ore
Lhcalc = Ln·60
·106
c.Verificarea propriuzisa la durabilitate
Lhcalc ≥ Lh.
a.
L = ( 23400500 )
3
= 102503 mil. rotatii
b.
Lhcalc = 10250312500·60
·106= 136670 ore
c.
136670 ore ¿ 12500 ore
Durabilitatea rulmentilor este acoperita.
4. Reprezentarea desenului ethnic al montajului la
scara 1:1.
Executarea conform modelului din fig.II.1.
5. Explicarea functionarii montajului cu rulmenti. Conform cursului.
b. Calculul unui cuplaj permanent fix si al unui cuplaj elastic cu bolturi.
b.1.Calculul unui cuplaj permanent fix cu stifturi cunoscand: Min = 5000 daN cm,
d = 40 mm, (cuplajul realizeazalegatura dintre un motor electric si transmisia unui
transportor cu lant.
Elementul de calcul. Relatiile de calcul.
Recomandari.
Exemplu numeric.
1.Schema generala a cuplajului conform fig. II.1 d – diametrul arborelui motorului
D – diametrul mansonului
di – diametrul boltului
2. Calculul momentului de calcul MtC
MtC = kS · Mtn : kS = 1.8
MtC = 1.8 · 5000 = 9000 daN ·cm
3. adaptarea dimensiunilor caracteristice
Se recomanda :
D = 1.8 d
dl = 0.44d
L = (3.5…4)d
D = 1.8 · 40 = 72 mm
Se adopta D = 70 mm
L = (3.5…4) · 40 = 140+160 mm
Se adopta L = 150 mm
4. Dimensionarea stifturilor
dl ≥ √ 4π· MtCd· τaf
Se alege ca material otelul 40C10 cu
σ 02 = 7000 da N/ cm2
Se considera τaf = ( 0.2….0.3)σ 02
τaf = (0.2…0.3) · 7000 = 1400+ 2100 daN/cm2
Se adopta τaf = 2100 daN/cm2
dl ¿ √ 4π· 9000
4 ·2100 = 1.168 cm
5. Alegerea stifturilor conform STAS
Se aleg stifturile conform STAS 1599-80.
Se alege stiftul cilindric A 12 x 70 (ɸ12)
6. Verificarea stifturilor la solicitarea de strivire
σ S = 6 ·MtCdl ·d2 ≤σas
σ as ≤ 0.8σ 02
σ as ≤0.8 · 7000 = 5600 daN/cm2
σ s = 6 ·90001.2 ·42 ≤ 2812.5 daN/cm2
Rezulta : σ s ¿σ as
7. Desenul ethnic al cuplajului la scara 1:1 Executat conform modelului din fig. II.2
8. Explicarea functionarii cuplajului fix cu stifturi. Conform cursului.
b.2. Calculul de verificare a unui cuplaj elastic cu bolturi cunoscand:
Mtn = 3000daN/cm, n = 12, d3 = 2, dn = 16 mm, l6 = l2 – l3 = 94-64 = 30 mm:
σ as = 50+ 70 daN/cm2
Elemental de calcul. Relatiile de calcul.
Recomandari.
Exemplu numeric.
1.Schema generala a cuplajului conform fig.II. 3. Dl = 140 mm
nS = 12
d3 = 2 d4 = db = 16 mm
l6 = l2 – l3 = 94 – 64 = 30 mm
2. Determinarea momentului de calcul:
Mtc = KS · Mtn ; KS = K1· K2· K3
Kl = 1.7; K2 = 1.12 ; K3 = 1.55
Mtc = 1.7· 1.12· 1.55· 3000 = 8853.6 daN/cm
3. Verificarea la solicitarea de strivire a
mansonului de cauciuc
σ s = 2 ·M tcDl·n S·d3 · l6 ≤ σ as
σ s =2 ·8854
14 ·12 ·1.6 ·3 =19.2 ≤ 50 – 70 daN/cm2
Conditia se verifica.
4. Verificarea bolturilor la inconvoiere
σ i = 10· Mtc( l6+ j)
Dl· nS·d33 ≤ σ ai
J = jocul dintre cele doua cuplaje.
σ ai = 0.25· 3600 = 900 daN/cm2 - (pt. OLC 45).
σ i = 10·8854 ·(3+0.4)
14 ·12 ·163 = 437 daN/cm2
437 daN/cm2 ¿ 900 daN/cm2
Conditia se verifica.
5. Desenul ethnic al cuplajului la scara 1:1. Se executa conform fig. II.3.
Dimensiunile neprecizate sunt conform STAS
5982 – 80.
D2 = 105 mm, lj = 78 mm,
D = 180 mm, d = 60 mm, J = 4 mm.
6. Explicarea functionarii cuplajului elastic cu
bolturi.
Conform cursului.
Relatiile si recomandarile necesare pentru calculul parametrilor transmisiilor prin curele
late
Parametrul calculat sau ales Relatiile de calcul . recomandari
Arbori paraleli, ramuri deschise ,
doua roti de cursa
Arbori paraleli cu rola
de intindere
Puterea de calcul, Pc = 35 KWC = P·cf/ƞ ; ƞ = 0.95; cf din STAS 1103 - 71
Diametrul rotii motoare
D1 = 318 mmD1 ≥ ( 900…..1100)
3√ Pcn1
;
315 mm conf. STAS
Se rotunjeste la o valoare standardizata, conform STAS
6011 – 73.
Diametrul rotii conduse
D2 = 895 mmD2 =
n1
n2 (1 – ε) Diametrul rotii de intindere
ε = 1…2% D0 = ( 1.0…1.5) D1
Se rotunjeste la o valoare standardizata, conf. STAS 6011-
73 900 mm conf STAS
Diametrul mediu al rotilor de curea, Dm Dm= D1+D 2
2 = 315 + 9152
Raportul de transmitere i I = n1
n2 =
D1
D2 11−ε = 1450
500
Tipul de curea se alege din STAS Se alege in prealabil, conform STAS 5917 – 71 si STAS
1815 – 69.
Viteza curelei v v = π D1 n1
60·1000 ¿ v max , v max conform table A 1-57
Distant intre axa A= 1500 mm Se adopta in limitele
0.75 (D1 + D2)≤ A≤ 2(D1 + D2) ;
A≤ 2(D2 – D1)
Lungimea curelei , L= 4965 L = 2A + π Dm + (D 2– D 1)
4 A
lungimi nestandardizate
Unghiul de infasurare β1 = 157º 30' β A =π - 2 arcsin D2 –D 1
2 A
≥ βa
β A = 120º, curele clasice
Se calculeaza
conform geometriei
transmisiei
β A = 90 º, curele compuse
Parametrul calculate sau ales Relatiile de calcul . recomandari
Arbori paraleli , ramuri
deschise, doua roti de
curea
c = c0 c t cβ
Coeficientul optim de tractiune
Popt= 0.477Popt = K 1−K 2( h
D )max
K 1, K 2 conform tabelului AI- 62
( hD )max din tabelul AI-57
Rezistenta utila admisa, δ ua δ ua =2 cφopt δ 0; δ 0 ≤ 16…..20 daN/cm2
10 daN/cm2
Forta periferiala transmisa F = 145.5 da NF = 102
pc
v , daN
Forta maxima din ramura conducatoare
Si = 243 daNSi= 1.25 F eμβ 1
eμβ 1−1
μ - din tabelul AI-57; coeficientul 1.25 tine seama de
solicitarea datorata fortei centrifuge.
Sectiunea necesara a curelei
Ac = 24.08cm2Ac =
S1
σua
Latimea curelei b = 189 mmb =
A c
( hD )max D1
,
se rotunjeste la o valoare imediat superioara conform
STAS 5917-71 si STAS 1815-69
Grosimea curelei h = 12.04 mm h = Ac /b se verifica conform STAS 5917-71 si STAS 1815-69
Frecventa inconvoierilorcurelei
f = 9.6 Hzf =2·103 vL ≤ f max f = x 103 vL ≤ f max
f max din tabelul AI-57
Forta de ramura condusa , S2 S2= 1.25Feμ β1−1
,
Cu valoarea calculata se dimensioneaza mecanismul de
intindere
Forta initiala (la montaj) din curea S0 S0= Ac δ 0
D1 ≥ (900…1100) 3√ Pc
n1 = (900…1100) √ 35
1450 = 260…318 mm
Se adopta conform STAS 6011-73 diametrul D1 = 315 mm determinandu-se diametrul
rotii conduse
D2 = n1
n2 D1 (1 – ε) = 1450
500 315· 0.98 = 895 mm,
Unde : ε =2% = 0.02, din tabelul 61. Conform STAS 6011-73 se adopta D2 = 900mm.
Diametrul mediu al rotilor de curea
Dm = D1+D 22 = 315+900
2 = 607.5 mm
Viteza curelei
v= πD 1n1
60·1000 = 3.14 ·315 ·1450
60·1000 = 24m/s ¿ vmax = 40m/s
vmax = 40m/s Din tabelul AI-57
Lungimea necesara a curelei se determina cu relatia:
L= 2A + π Dn + (D 2– D 1)4 A = 2· 1500 + 3.14 · 607.5 + (900 – 315)
41500 = 4965 mm
Unghiul de infasurare la riata mica :
β1 = π - 2 arcsin D2 – D 12 A = 180º - 2arcsin 900– 315
2·1500 = 157º 30' ¿ βa unde
βa = 120º, din tabelul 61.
Coeficientul de corectie este:
c = c0 c t cβ c = 1· 0.8 · 0.9175· 0.81 = 0.594
in care c0 = 1 (tabelul AI- 58); c t = 0.8 (tabelul AI-59); c β = 0.9175 (tabelul AI- 60); c
= 0.81 (tabelul AI-61).
Coeficientul de tractiune optim
Popt =K 1−K 2( hD )max = 0.81 – 8.35 1
25 = 0.476, unde K 1=0.81; K 2= 8.35 (tabelul
AI-62); ( hD )max = 1
25 (tabelul AI-57).
Se calculeaza rezistenta utila:
σ ua=¿ ¿ 2Cφopt σ0 = 2· 0.594· 0.476· 18 = 10.2 daN/cm2
unde :σ 0 = 18 daN/cm2 ( tabelul 61).
Forta periferica transmisa
F = 102 P c
v = 102 3524 = 145.5 daN,
Forta maxima din ramura conducatoare fiind:
S1= 1.25F eμβ1
eμβ 1−1 = 1.25 145.5 3.95
2.95 = 243 daN,
unde: μ = 0.22+0.012v = 0.22 + 0.012· 24 = 0.5 ( AI – 57).
β1 = 157.5180 3.14 = 2.75 rad; eμ β1= e0.5 ·2.75= e1.375 = 3.95.
sedetermina sectiunea necesaraacurelei :
b = A c
( hD )max D1
= 24.081
2531.5 = 18.9 cm = 189 mm
se alege conform STAS 615-58 si STAS 5917 – 71, b = 200 mm. in acest caz
A c
b = 24.08
20 = 1.204 cm = 12.04 mm,
Dimensiunea obtinuta incadrandu-se in limitele indicate ( 10…14 mm) in STAS
5917-71.
Se verifica frecventa inconvoierilor curelei
f = 2 103 vL = 2·1000 ·24
4965 = 9.6 Hz ¿ f max = 10 Hz,
f max = 10 Hz (tabelul AI -57).
Relatiile si metodica de calcul a transmisiilor prin lanturi cu role sau cu bucse
Elemental de calcul Relatiile de calcul. recomandari
Numarul de dinti ai rotii mici z1 Se alege din tabelul AI-97
Numarul de dinti ai rotii mari z2 z2 = z1i ¿ z2max
z2max = 120 – pentru lantul cu rolez2max = 90 – pentru lantul cu bucse.
Pasul p, in mmp ¿
47603√n1Z1
2 , din standard, se aleg citeva
variante de lanturi cu pasi mai mici, in
continuare calculul efectuandu-se pentru
toate variantele alese.
Viteza medie vm in m/s
Pentru lant 10B = 5.29 m/svm =
z1 pn1
601000 ¿ vmax:
vmax = 15 in/s – pentru lantul cu role si cu bucse
= 30 in/s – pentru lantul dintat.Forta utila admisa Fua = 75da/N Fua = A s
Pa
K e :
A s=¿ a1d2 ( fig. 226),a1 sid2 - din STAS K e=K dK AK iK r Ku K f ;Kd=¿ 1 – pentru sarcini statice; = 1,2….1,5 – pentru sarcini cu socuri;
K A = 1 – pentru A = (30…50)p; = 1.25 – pentru A¿ 25p; = 0.8 – pentru A = (60…80)p;
K i=1 - la inclinari ale liniei centrelor rotilor pana la 60º;
=1.25 – la inclinari mai mari de 60º;
K r = 1 – reglarea se obtine prin deplasarea uneia din roti;
= 1.25 – la transmisiile fara reglare;
Ku = 0.8 – ungere prin barbatare sau cu ajutorul unei pompe;
¿ 1- ungere prin picurare; = 1.5 – ungere periodica;
K f = 1- functionare intr-un schimb; = 1.25- functionare in 2 schimburi; = 1.45 – functionare in 3 schimburi;
Puterea utila admisibila Pua in kW
10B = 3.97 kWPua =
Fua vua
100 ¿ Pdat
Se alege, dintre lanturile care asigura transmiterea puterii indicate de profectare ¿¿ Pdat ¿, varianta cu pasul cel mai mic. Daca problema nu poate fi rezolvata cu un lant simplu, se alege un lant dublu sau triplu, considerand ca fiecare rand preia acceasi sarcina. Numarul de randuri:
Z r = Pdat
Pua .
Distant dintre axe preliminara Aprel Aprel = ( 30….50)p 714 mm
Numarul de zale W = 142W =
z1+¿ z2
2¿ +
2 A prel
p + ( z2−z1
2 π )2
· p
A prel
Lungimea lantului L in mm = 2254.25 L = W p
Distant intre axe recalculate Arec in
mm = 719.14 mm Arec=P4
¿
Pentru a asigura sageata de montaj, distanta dintre axe recalculata se micsoreaza cu cantitatea ( 0.002….0.004) Arec :A = Arec [1−(0.002…0.004 ) ].
Forta de ramura pasiva a lantului F1,
in daN F1 = 6 daN
F1 = Fq + F c Fq = K p q A rec
1000
K p {¿5−la transmisii orizontale¿4−launghiuri de inclinare
panala 40 °¿2−launghiurimai
mari de40 °¿1−latransmisii verticale
F c = qvm2
g ; g = 9.81m/s2
Forta utila Fu, in daN
Fu = 126.6 mmFu =
2Mi1
Dd 1 = 95500
Pdat
n1
2Dd1
;
Dd1 = P
sin 180z1
Forta din ramura active a lantului F2,
in daN ; F2 = 63 daN
F2 = Fu + F1
Coeficientul de siguranta la rupere c = 36.5 c =
Fr
F2 ¿ ca = 7….14
Forta care actioneaza asupra arborilor
Q in daN ; Q = 66 daN
Q = K g Fu
K g {¿1.15−la transmisiile orizontale¿1.01−la cele verticale
Z2 = iZ1 = 3· 25 = 75 ¿ Z2max = 120
Se determina pasul maxim
Pmax = 47603√n1
2 z1 =
47603√800225
= 18.89 mm
Din STAS 5174-66 se aleg urmatoarele variante de lanturi: 12B, cu p = 19.05 mm, 10B
cu p = 15.875 mm, 08B, cu p = 12.70 mm,
Se verifica viteza medie pentru fiecare variant de lant:
vm(12B) = z1 pn1
601000 = 2519.05 800601000 = 6.35 m/s ¿ va = 15 m/s;
vm(10B) = 2515.875 800601000 = 5.29 m/s ¿ va = 15 m/s;
vm(08B) = 2512.70 800601000 = 4.23 m/s ¿ va = 15 m/s;
Se determina forta utila admisibila, pentru toate variantele alese (tabelul 80)
K = Kd K A K i K r Ku K f = 1· 1· 1· 1· 1.5· 1.45 = 2.175;
Fua(12B ) = A s Pa
k c = a1d2
Pa
K c = 1.562· 0.577 210
2.175 = 87 daN;
Fua(10B) = 1.328· 0.513 2102.175 = 75 daN;
Fua(08B) = 1.130· 0.45 2102.175 = 56 daN;
Presiunea admisibila fiind data in tabelul AII- 22.
Se determina puterea utila admisibila:
Pua(12B) = Fua vm
100 = 87 6.35100 = 5.53 kW;
Pua(10B) =755.29
100 = 3.97 kW;
Pua(08B ) =56 4.23
100 = 2.37 kW;
Se alege lantul 10B, care transmite puterea data Pdat = 3 kW ¿ 3.97 kW = Pua.
Se determina Aprel impus in cazul de fata prin tema
Aprel = 45 p = 45 15.875 ≈ 714 mm
Se determina numarul de zale :
W = z1+z2
2 +
2 A prel
p + ( z2−z1
2 π )2
p
A prel =
25+752 + 2714
15.875 + ( 75−2523.14 )
2
15.875714 ≈ 142 zale
se calculeaza lungimea lantului:
L = W p = 142 · 15.875 = 2254.25 mm.Se recalculeaza distant dintre axe:
Arec = p4 ¿ =
¿ 15.8754 [142−25+75
2 +√(142−25+752 )
2
−8( 25+7523.14 )
2] = 719.14 mm;
Pentru a realize sageata de montaj, se adopta:
A = Arec ( 1 – 0.003 ) = 719.14 ( 1- 0.003 ) ≈ 717 mm;Forta de intindere datorata greutatii lantului este:
Fq = K v qA
1000 = 4 0.93 7171000 ≈ 3 daN; q = 0.981 · 0.95 = 0.93 daN/m
Iar forta de intindere datorata fortei centrifuge :
F c = q vm2
g = 0.93 5.292
9.81 ≈ 3 daN,
Forta de ramura pasiva:
F1 = Fq +F c = 3 + 3 = 6 daN,
Se calculeaza forta utila:
Fu = 95500 Pdat
n1
2Dd1
= 95500 3800 2
12.66 = 57 daN,
Unde, Dd1 = P
sin 180z1
= 15.875
sin 18025
= 126.66 mm.
Forta de ramura active:
Q = K gFu = 1.15 57 = 66 daN.
414 Sa se calculeze elementele gepmetrice ale profilelor limita pentru dantura unei
roti de lant (problema 413). Se cunosc z1 = 25, p = 15.875 mm (lant 10B ).
REZOLVARE
Forma si dimensiunile principale aledanturii unei astfel de roti de lant se determina
conform STAS 5006 – 66.
Forma si dimensiunile frontale ale danturii (fig. 227, a)
Diametrul de divizare:
Dd1 = P
sin 180z1
= 15.875
sin 18025
= 126.66 mm.
Diametrul de fund fiind:
Da = Dd1 - d1 = 126.66 – 10.16 = 116.5 mm, cu diametrul normal al rolei lantului
d1 = 10.16 mm, conform tabelului 2 din STAS 5174 – 66 .
IV. CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRENAJULUI CILINDRIC EXTERIOR CU
DANTURA DREAPTA SI INCLINATA
Denumirea
elementului
geometric
Relatii de calcul
Dantura dreapta Dantura inclinata
Unghiul de
Inclinare de
Referinta β0 β0= 0 β0 ≠ 0
Profilul de referinta (STAS 821 – 61 )
Unghiul (normal)
profilul de
referinta a0 (a0n )a0 = 20° a0n = 20°
Coeficientul (normal)
profilul capului de
referinta f 0 (f 0n )
f 0 = 1 f 0n =1
Coeficientul (normal)
jocului de referinta la
fund W 0 (W 0n )W 0 = 0.25 W 0n = 0.25
Modul, m
- Nomal, mn
- Frontal, mf
Conform STAS 822 - 61
m = mn = mf m = mn
mf = mn
cos β0
IV. CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRENAJULUI CILINDRIC
EXTERIOR CU DANTURA DREAPTA SI INCLINATA
Numarul de dinti al
rotilor Z1 (2) Z2 = iz Z1
Unghiul frontal al
profilului de referinta a0 f a0 f = a0
Distanta dintre axe,
de referinta , A0 A0 =
12 mf (z1+ z2) =
= 12
m0
cos β0(z1+ z2)
Unghiul de
Angrenare, ar (arf)evα rf = 2
δu1 δu2
z1+z2 tgα an + evα 0 f
Distanta dintre axe, A
A = A0 cosα0
cosα
IV. CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRENAJULUI CILINDRIC
EXTERIOR CU DANTURA DREAPTA SI INCLINATA
Deplasarile specifice
de profil,
Ɛ1(2), Ɛn1(2) (pentru
angrenajul zero
Ɛ1= Ɛ2 = 0, respetiv
Ɛn1= Ɛn2 = 0
Pentru angrenajul zero deplasat
Ɛ1= - Ɛ2 Ɛn1= - Ɛn2
Pentru angrenajul deplasat
Ɛ1= - Ɛ2= Ɛn1= - Ɛn2 =Pentru z1 ≥ 30
Ɛ1= Ɛ2 = 0 Ɛn1= Ɛn2 = 0Pentru z1 ¿ 30 si z1+¿ z2 ≥ 60
Ɛ1= - Ɛ2= 0.03 (30-z1) Ɛ1= - Ɛ2= 0.03 (30-z1)
Pentru z1 ¿ 10 si 30 ¿ z1+¿ z2 ¿ 60
Ɛ1= 0.03 (30-z1)
Ɛ2= 0.03 (30-z2)
Ɛn1= 0.03 (30-z1)
Ɛn2= 0.03 (30-z2)
Pentru z1+¿ z2 ¿ 30
Ɛ1= Ɛ2 = 0.90 Ɛn1= Ɛn2 = 0.90Se va verifica conditia de evitare a subtaierii
Ɛ1 ≥14−z1
17Ɛn1 ≥
14−z1Σ
17
Inlaturarea capului
dintelui, ad
ad = m (f 0 + Ɛ ) ad = m (f 0n + Ɛn)
Inaltimea piciorului
dintelui, bd
bd = m (f 0 +W 0−¿ Ɛ ) bd = mn (f 0n +W 0n−¿ Ɛn )
Inaltimea dintelui, h h = ad +bd
Diametrul de divizare
Dd1 (2)
Dd1 (2) = mz1(2) Dd1 (2) = mz1(2) =
= m0
cosβ0 z1(2)
Diametrul de cap ,
De 1(2)
De 1(2) = Dd1 (2)+2ad
Diametrul de picior,
Di1(2)
Di1(2) =Dd1 (2) - 2bd
IV. CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRENAJULUI CILINDRIC
EXTERIOR CU DANTURA DREAPTA SI INCLINATA
Diametrul de baza,
Db1 (2) Db1 (2) =Dd1 (2) cosα 0 Db1 (2) =Dd1 (2) cosα 0 f
Diametrul de
rostogolire,
Dr1 (2 )
Dr1 (2 ) = Dd1 (2) cosα 0
cos αDr1 (2 ) = Dd1 (2)
cosα 0 f
cosα r
Diametrul cercului de
varf,
Dv 1 (2)
Dv 1 (2) = Db1(2)
cosα v 1(2).
evα v 1(2) = -
Dv 1 (2) = Db1(2)
cosα 0 v 1(2)
evα fv 1(2) = -Grosimea dintelui pe
cercurile de divizare,
Sd
Grosimea dintelui pe
cercul oarecare de
diametru,
D x Sx
Sx =m
[ (ev α 0−evα ) z++π2
+2Ɛ tg α0] cosα 0
cos α
Sx =
mcos β0
[(ev α0 f−ev α i ) z++π2
+2Ɛtg α0 i] cosα 0 f
cosα if
In care:
Ɛ1(2)= Ɛn1(2) cos β0
Legatura dintre
unghiul de presiune al
profilului si
diametrul,
D x aRx
Db = Dd cos α0=
= De cosα e= D x cos αRx
Db = Dd cos α0 f=
= De cosα ef= D x cos αRx
Legatura intre unghiul
de presiune al
profilului si pas,
aRx , pRx
pb =πmcos α0= ¿ pd cos α0
= pRxcosαRx
pb =π mf cosα 0 f= ¿ pd cos α0 f
= pRx cosα fRx
IV. CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRENAJULUI CILINDRIC
EXTERIOR CU DANTURA DREAPTA SI INCLINATA
Gradul de
acoperire,
Ɛ
Ɛ =
√R c12 −Rb1
2 +√Rc22 −Rb2
2 −Asinαπm cosα 0
Pentru angrenare roata dintata –
cremaliera
Ɛ = √R c1
2 −Rb12 + a
sin α 0−Ref sin α0
πmcos α0
Unde a este inaltimea capului
dintelui cremalierei
Ɛ = Ɛ f +ƐS
Ɛ =
√R c12 −Rb1
2 +√Rc22 −Rb2
2 −Asin α f
πmcos α0 f
Ɛ = B2sin β0
π mn
Evitarea
ascutirii dintelui
De 1(2) ¿ Dv 1 (2)
In general:
Dv 1 (2) - De 1(2) ≥ 0.334 m (n )
Lungimea peate
n dinti, Ln
Pentru α 0 = 20°
n = zg + 0.5
rotunjit la intreg
rotunjit la intreg
Ln = Ln0+ ∆ Ln
Ln0 = mcosα 0 [ (n−0.5 )π++zev α 0 ]∆ Ln = 2 Ɛm sinα 0
Ln0 = mncosα 0n [ (n−−0.5 )π+zev α 0 f ]∆ Ln = 2 Ɛnmn sinα 0n
Conditiile pentru masurare:
B ≥ Ln sinα 0n
¿¿ rotunjirea se face in minus daca partea zecimala este mai mica decat 0.2 si in plus
daca este mai mare de 0.2.