51734177-reductor-cilindro-melcat

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


1

11

aa d

d

37,120cos64,42

38arccos1 =

⋅⋅=aα


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


3216

at

tMd

τπ ⋅≥

96,2430

91680163 =

⋅⋅=π

d


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


3316

at

tMd

τπ ⋅≥

91,7840

3859150163 =

⋅⋅=π

d


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



355

m a x

3 2dM

WM i

n e c

i

⋅⋅== πσ

7,144225,10692232

3m ax =⋅⋅= πσ


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


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


37

388

m a x

3 2dM

WM i

n e c

i

⋅⋅== πσ

67,1110047,114664932

3m ax =⋅⋅= πσ


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


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


s

tc

c

ts dh

Ml

dlh

M

σσ

⋅⋅⋅

=⇒⋅⋅

⋅= 22 44

38,1270479

916804 =⋅⋅

⋅=cl


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


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

51734177-reductor-cilindro-melcat

Documents

Transcript of 51734177-reductor-cilindro-melcat