69F87d01

7/11/2019 69F87d01

http://slidepdf.com/reader/full/69f87d01 1/67

UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTI

INGINERIA SISTEMELOR BIOTEHNICE

PROIECTSUBANSAMBLU

ARBORE REDUCTOR

Mtrez = 480 rpmnML = 230 rpm

ng = 3000; 1500; 1000; 750 rpm

Indrumator proiect: Studenti: Buldan ALina

Dr. ing. ILIE FILIP Caliap Ramona

Filip Cosmin

Grupa: 734

AN UNIVERSITAR 2009 - 2010

1. NOTIUNI PRIVIND PROIECTAREA1

7/11/2019 69F87d01


TRANSMISIILOR MECANICE

1.1. Consideratii generale

Proiectarea reprezinta lucrarea tehnico-economica, bazata pe munca de conceptie si are carezultat documentatie tehnica. Aceasta documentatie, conform STAS 6269-80, se descompune din:

documentatia de studiu, documentatia de baza, documentatia tehnologica si documentatia auxiliara.

a) Documentatia de studiu

A.Tema de proiectare, care este impusa de beneficiar si care trebuie sa contina o serie de cerinte cumsunt: - caracteristicile tehnice ale transmisiei:

• puterea transmisa ca valoare maxima si ca mod de variatie in timp;• turatiile la arborele de iesire ca sens si marime;• tipul motorului de actionare si caracteristicile de functionare ale acestuia;• caracteristicile constructive ale transmisiei;

- conditii de exploatare:• locul de instalare al sistemului mecanic;• influenta sistemului mecanic asupra vecinatatilor care se conditioneaza reciproc(vibratii, gaze, climat,

abur, praf);• intretinerea sistemului mecanic;• piese de schimb.

- prescriptii care pot cuprinde printre altele:

• breviare de calcul;

• norme de tehnica securitatii;• standarde, norme departamentale si de ramura;• caiete de sarcina;• drepturi de brevetare.

- aspecte financiare privind:• cheltuieli cu proiectarea transmisiei mecanice;• pregatirea fabricatiei;• documentatia tehnica;• realizarea prototipului;• incercarile prototipului;• realizarea fabricatiei pentru seria de fabricatie zero.

- executia transmisiei mecanice la care va fi precizat:• numarul de bucati;• marimea lotului de fabricatie;• ateliere de fabricatie cu dotarile necesare;

- conditii de transport, montaj, depozitare;

2

7/11/2019 69F87d01


- domenii posibile privind utilizarea si utilitatea transmisiei mecanice.

B. Studiul tehnico-economic are ca scop fundamentarea tehnico-economica a temei de proiectare.Acesta cuprinde calculele si consideratiile privind economicitatea dar si eficacitatea transmisieimecanice, prin studierea mai multor variante de transmisii existente, precum si a unor transmisii noi.

C .Proiectul de ansamblu reprezinta proiectul tehnic propriu-zis, dimensionarea si productia de

ansamblu a transmisiei mecanice. El contine desenul de ansamblu al transmisiei mecanice, calcule siipoteze de dimensionare pentru elementele principaleale transmisiei mecanice, cum ar fi:

- angrenaje cilindrice cu dinti drepti sau inclinati, angrenaje conice, angrenaje melc roata melcata;- transmisii prin curele sau prin lant;- cuplaje;- sistemul de ungere al transmisiei;- verificarea eficacitatii si a posibilitatii de obtinere a performantelor cerute in tema;- aprecieri privind aspectele economice.

D. Memoriu tehnic de calcul justificativ urmareste rezolvarea problemelor de dimensionare a diverselor elemente componente sau subansamble, stabilirea solutiilor constructive si de verificare a transmisiei

mecanice in ansamblu, precum si a organelor de masini componente. Problemele de dimensionare si de verificare se refera la calcule cinematice si energetice, calcule derezistenta, calcule geometrice, de durabilitate, calcule de bilant termic.

Transmisiile mecanice se proiecteaza in principal, la faza de proiect etic, pe baza efectuariicalculelor de rezistenta, de dimensionare si de verificare. In calculele de rezistenta, prezinta un deosebitinteres cunoasterea si evaluarea cat mai exacta a solicitarilor, elementelor componente ale transmisieimecanice.

E. Desenele de executie si desenul de ansamblu (subansamblu) pentru prototip si seria zero seintocmesc conform reglementarilor in vigoare (SR ISO 5457-94). Scopul intocmirii lor este realizareaelementelor componente ale transmisiei mecanice. In cadrul desenelor de executie, se urmareste

stabilirea formei geometrice si de pozitie a elementelor geometrice, a microgeometriei suprafetelor, precizarea materialelor si a tratamentului termic si termochimic aplicat pentru fiecare piesa componentaa transmisiei mecanice. Continutul desenelor de executie cuprinde reprezentarea grafica a piesei sicotarea conform standardelor, conditii tehnice inscrise in campul desenului si a indicatorului.

F. Documetele incercarii si omologarii prototipului sau seriei zero cuprinzand buletinele de incercari,referatele necesare si sursele bibliografice precum si caietele de sarcini.

b) Documentatia de baza completeaza documentatia de studiu si cuprinde 7 elemente componente :

A. Desenele de executie se intocmesc cu scopul realizarii pieselor componente ale transmisiei mecanice.

In cadrul desenelor de executie, se urmareste stabilirea formei geometrice a piesei, a precizieidimensionale, a preciziei formei geometrice si de pozitie a elementelor geometrice, a microgeometrieisuprafetelor, precizarea materialului si a tratamentului termic sau termochimic, aplicat pentru fiecare piesa componenta a transmisiei mecanice. Continutul desenelor de executie cuprinde reprezentareagrafica a piesei si cotarea conform standardelor, conditii tehnice inscrise in campul desenului si alindicatorului. In cazul desenelor de ansamblu sau subansamblu, pe langa continutul inscris in desenelede executie prezentate mai sus, acestea trebuie sa cuprinda tabelul de componenta, caracteristici tehnico-functionale, conditii de montaj.

3

7/11/2019 69F87d01


Calitatea suprafetelor se prescrie, in primul rand, prin intermediul rugozitatii( in cazuri deosebitesi prin intermediul ondulatiilor), conform STAS 5730/1…2-85. Valorile rugozitatilor sunt alese infunctie de procedeele tehnologice de prelucrare a suprafetelor.

Tolerantele generale, dimensionale si tolerantele generale geometrice ale elementelor faraindicatii de toleranta ale pieselor sau ansamblelor, prelucrate prin aschiere, se prescriu conform STAS2300-88.

Tolerantele dimensionale lineare si unghiulare ale elementelor pieselor se prescriu alaturi decotele nominale, conform STAS 8100-68.

Tolerantele formei geometrice si de pozitie a elementelor geometrice se stabilesc dupa STAS739/1…6-74.

In tabelul 1.7 sunt recomandate tolerantele la rectinilitate (TFr), la planeitate (TFP), la formadata a profilului (TFp) si la forma data a suprafetei(TFs).

In tabelul 1.8 sunt recomandate tolerantele de circularitate (TFc) si la cilindricitate (TFC).In tabelul 1.9 sunt recomandate tolerantele la parallelism (TPI), la perpendicularitate (TPd), la

inclinare (TPi) si la bataia frontala (TBf).In tabelul 1.10 sunt recomandate tolerantele la coaxialitate si la concentricitate (TPc), la simetrie

(TPs), la intersectare (TPx) si la bataia radiala (TPr). Aceste tolerante se prescriu in desen prin simboluriinscrise in casute.

Toate aceste tabele mentionate mai sus se gasesc in Indrumarul de Proiectare (Ed. BREN, Ilie Filip).

Observatie: In cazul tolerantelor la planeitate sau la forma data a suprafetei, prin dimensiune nominalase intelege lungimea laturii mai mari a suprafetei, daca conditia se refera la intreaga suprafata, saulungimea prescrisa (de referinta) a suprafetei, daca se refera la o portiune a suprafetei.

Prin dimensiune nominala se intelege lungimea prescrisa (de referinta) la care se refera conditia de paralelism, perpendicularitate sau inclinare, respectiv diametrul prescris la care se refera toleranta bataiifrontale (daca nu se prescrie o valoare a diametrului de referinta, prin diametrul nominal se intelegediametrul maximal al suprafetei frontale).

B. Schemele au ca scop reprezentarea grafica a functionarii si constructiei transmisiei mecanice. Acesteacontin schemele cinematice, diagramele de functionare si schemele de fiabilitate.

C. Desenele de instalare au ca scop legaturile transmisiei cu elementele la care se racordeaza. Deexemplu, legaturile cu masina motoare, cu masina de lucru, cu postamentul (fundatia).

D.Caietul de sarcini se intocmeste cu scopul indicarii tuturor conditiilor tehnice, privind executia,incercarea, exploatarea si verificarea. Aceste conditii tehnice nu sunt stabilite prin standarde, nu sunt prescrise pe desenul de executie si contin denumirea, caracteristicile si performantele transmisieimecanice, conditiile de calitate, de executie de functionare, prescriptii pentru verificari, conditii deexploatare, conditii de asamblare, depozitare si transport.

E. Lista standardelor, a normelor si a instructiunilor cu caracter republican sau international care se

refera la transmisia mecanica si la conditiile de calitate a acesteia.

F.Calculele speciale sunt recomandate pentru transmisiile de mare precizie, in special pentruechilibrarea pieselor aflate in miscare de rotatie, precum si pentru calculul parametrilor privind controlulunor angrenaje cu importanta deosebita asupra bunei functionari a transmisiei .

G. Borderoul documentatiei de baza se intocmeste conform STAS 4659-80.

H. Documentele incercarii si omologarii prototipului sau seriei zero cuprind buletinele de incercari,referatele necesare si sursele bibliografice, precum si caietele de sarcini.\

4

7/11/2019 69F87d01


1.2. Generalitati

Proiectarea este activitatea tehnica si economica mintala, desfasurata de la ideea tehnica sau de la problema concreta pusa de procesul de productie, pana la totalitatea indicatiilor precizate indocumentatia tehnica pentru realizarea produsului.

De la ideea tehnica pana la transpunerea ei in elemente tehnice concrete, materializate prindesene, este nevoie de studiu in desfasurarea caruia sunt parcurse mai multe faze care implica o muncade conceptie tehnica si economica sub aspectul combativ dar, cel mai adesea si sub aspect creator .

Manifestarea concurentei pe piata exprima masura in care societatea este capabila sa stimulezecreativitatea agentului economic in actiunea sa de exercitare a activitatii economice eficiente .Concurenta este cea care impune agentilor economici gasirea celor mai eficiente modalitati decombinare si utilizare a factorilor de productie. Numai in conditii de concurenta si de libertate a preturilor cumparatorul poate cauta si alege vanzatorul cu oferta cea mai avantajoasa prin calitate si pret,iar agentul economic este stimulat in cautarea acelor solutii economice care sa-i asigure eficientaeconomica maxima. Intr-o economie concurentiala, ineficienta este imediat “sanctionata” prineliminarea de pe piata a agentului economic respectiv.

Din legile pietei si concurentei din libertatea agentilor economici de a actiona conform propriilor interese, in libertatea preturilor decurg atat dinamismul, cat si eficienta unei economii, cautarea sigeneralizarea accelerata a procesului tehnico-economic, orientarea permanenta spre satisfacereatrebuintelor “consumatorului-rege”.

Un alt factor important in realizarea unui produs este reprezentat de calitate, insemnandcapacitatea unui produs de a raspunde unor nevoi specifice sau unor exigente .

Intr-o economie “sanatoasa” sa produci inseamna:- mai mult;- mai repede;- mai ieftin;- mai bine;- la momentul oportun.

In Romania economia este in proces de dezvoltare, ceea ce implica anumite compromisuri si incazul strategiilor concurentiale si de aceea pentru o buna afirmare pe piata trebuie combinate elemente

din cele doua strategii. Revenind la partea tehnica a proiectului, putem spune ca transmisiile mecanice se proiecteaza, in principal, la faza de proiect tehnic, pe baza efectuarii calculelor de rezistenta, dedimensionare si de verificare. In calculele de rezistenta, prezinta un interes deosebit cunoasterea sievaluarea cat mai exacta a solicitarilor, elementelor componente ale transmisiei mecanice. Acestearezulta, in principal, din datele temei de proiectare. Din acest punct de vedere, sarcinile masinii de lucrusunt transmise la masina motoare prin intermediul transmisiei mecanice.

1.3. Stabilirea schemei cinematice si a valorilor constructive

Pentru realizarea transmisiei mecanice in vederea antrenarii sistemului de filtrare a apei (ML), se propun mai multe variante constructive, din care trebuie sa alegem doar trei.

Datele pe baza carora alegem motorul electric, transmisia intermediara, reductorul si angrenajulsunt:- motorul electric este un motor de curent electric alternativ asincron;- momentul rezistent la arborele masinii de lucru: M t rez = 480 Nm;

- turatia arborelui masinii de lucru: nE = 230 rpm;

- turatia de mers in gol a motorului electric ales are una din valorile: 3000, 1500, 1000,750 rpm.In principiu transmisia mecanica necesara antrenarii sistemului de filtrare se compune din:

• motor electric ME

5

7/11/2019 69F87d01


• transmisie intermediara cu element flexibil(curele trapezoidale,curele dintate si lanturi) TEF

• redactor cilindric cu roti dintate intr-o treapta de reducere R

• cuplaj standardizat C

• masina de lucru ML

2. MEMORIUL TEHNIC DE CALCUL

2.1 Calculul cinematic si energetic al transmisiei mecanice

Calculul cinematic si energetic al transmisiei mecanice presupune calculul rapoartelor de

transmitere, turatiilor pe fiecare arbore, puterilor si momentelor primite sau transmise de fiecare arbore.Calculul rapoartelor de transmitere si calculul turatiilor pe fiecare arbore al transmisiei,

reprezinta calculul cinematic al transmisiei mecanice (calculul de forta al transmisiei mecanice).Calculul rapoartelor de transmisie cuprinde: calculul raportului total de transmitere T

i (al intregiitransmisii mecanice si calculul rapoartelor de transmitere intermediare (al transmisiei cu elementflexibil- TEF i , al reductorului cu roti dintate- Ri etc.).

a) Calculul raportului de transmitere (calculul cinematic):

ML

ME

e

iT

n

n

n

ni == unde in este turatia la intrare, en este turatia la iesire

52.6230

15002

2===

rpm

rpmni

ML

g

T η

6

04.13230

30001

1===

rpm

rpmni

ML

g

T η

7/11/2019 69F87d01


34.4230

10003

3===

rpm

rpmni

ML

g

T η

26.3230

7504

4===

rpm

rpmni

ML

g

T η

Cum rapoartele de transmitere sunt standardizate, conform STAS 6012-82, cele 4 valori alerapoartelor totale obtinute prin calcul se vor standardiza si ele conform STAS 6012-82 si rezulta ca:

6.121=T i

3.62=T i

48.43=T i

2.34=T i

b) Stabilirea rapoartelor de transmitere intermediare

Raportul total de transmitere T i este egal cu raportul rapoartelor de transmitere intermediare(

RTEF ii , etc. ). Deci: RTEF T iii ⋅=

Se impune o valoare standardizata pentru 5,2≤TEF i si RTEF ii < , conform STAS 6012-82 sirezulta valorile pentru Ri ce se vor standardiza conform aceluiasi STAS 6012-82.

Impunem: 2=TEF i 52.62

04.131

1!===⇒

TEF

T

Ri

ii

26.32

52.62

2!===

TEF

T

Ri

ii

17.22

34.43

3===

TEF

T

Ri

ii

63,12

26.34

4===

TEF

T

Ri

ii

Aceste valori ale lui Ri se standardizeaza astfel :

6,1

24.2

15,3

30,6

4

3

2

1

=⇒

=⇒

=⇒

=⇒

R

R

R

R

i

i

i

i

Dar STAS RTEF STAS T iii .. ⋅= , rezulta:

7

7/11/2019 69F87d01


2.326,1

48.4224.2

3,6215,3

6,1223,6

4

3

2

1

=⋅=

=⋅=

=⋅=

=⋅=

STAS T

STAS T

STAS T

STAS T

i

i

i

i

Observatii1. Prin cuplajul C ca element de legatura intre arborele de iesire al reductorului cu roti dintate, R si

arborele de intrare al masinii de lucru, ML se transmite puterea si turatia integeral (fara pierderi);2. In continuare mersul de calcul va ultiliza numai valorile STAS ale rapoartelor de transmitere;3. Valorile recomandate ale rapoartelor de transmitere, pentru transmisii mecanice cu o treapta de reducere

sunt date in tabelul 2.2.(pag 16) din Indrumarul de proiect.

c) Calculul turatiilor pe fiecare arbore al transmisiei mecanice

Turatia arborelui motorului electric este chiar turatia arborelui I al transmisiei mecanice:

rpmn

rpmn

rpmn

rpmn

nnn

I

I

I

I

g ME I

750

1000

1500

3000

4

3

2

1

=

==

=

==

rpmn

rpmn

rpmn

rpmni

nn

II

II

II

II

TEF

I II

3752

750

5002

1000

7502

1500

15002

3000

4

3

2

1

==

==

==

==⇒=

rpmn

rpmn

rpmn

rpmni

nn

III

III

III

III

R

II III

37,2346,1

375

21.22324.2

500

09,23815,3

750

09,2383,6

1500

4

3

2

1

==

==

==

==⇒=

8

rpmn

rpmn

rpmn

rpmn

nnn

IV

IV

IV

IV

ML III IV

37,234

21.223

08,238

08,238

2

3

2

1

=

=

=

=

==

7/11/2019 69F87d01


⇒== rpmnn IV ML 37.2343 g n =750 rpm

Se observa ca turatia cea mai apropiata de turatia de mers in gol a motorului electric este750rpm.Valoriile obtinute pentru turatii sunt valorile efective ale turatiilor pe fiecare arbore.

Adoptam STAS : 6.1=TEF i si Ri = 2

d) Calculul puterilor pe fiecare arbore

In general puterile se modifica ca urmare a pierderilor prin frecare ce au loc in timpulfunctionarii transmisiei mecanice (randamentele cuplelor de frecare η ),micsorandu-se de la intrarea intransmisia mecanica catre iesirea din transmisia mecanica.

In functie de datele initiale, impuse prin tema de proiectare, se determina puterea si turatia deactionare, iar cand acesta este standardizat, se impune alegerea corecta.

96,0

98,0

99,0

===

TEF

a

rIII

η

η

η

Toate aceste valori au fost alese conform tabelului 2.3 pag 17 din sursa

bibliografica.

Cunoscand momentul rezistent la arborele masinii de lucru rez Mt se poate determina la arborelemasinii de lucru :

kW P

P

kW P

P

kW P

P P

kW nM

P

P P rpmn

kW P M Mt

rIII

ML III

rII a

III II

TEF

II ME I

MLrez t

ML

IV ML

ML

MLMLt rez

01.1299.0

78.11

/50.1299.098.0

01.12

02.1396.0

50.12

78.111030

37.23410480

1030

10

][

][10

30

22

22

6

3

6

3

,

6

,

===

=⋅

=⋅

=

====

=⋅

⋅⋅⋅=

⋅

⋅⋅⋅=⇒

=⇒⋅⋅==

η

η η

η

π π

π

2.2 Alegerea variantelor constructive optime

a) Alegerea motorului electric

Motorul electric este standardizat conform STAS 1893-87 sau 881-88, in functie de puterea situratia efectiva la arborele motorului electric. Motorul electric este un motor asincron de uz general.

Conform STAS puterea nominala Pn = 15 kW si turatia nominala nn = 730 rpm. Astfelcaracteristicile motorului electric asincron de uz general sunt :

• Tipul motorului : ASU 200 L-8

9

7/11/2019 69F87d01


• Turatia nominala: nn = 730 rpm• Curent nominal In = 36 A• Randamentul η = 88%• I p/ In = 6• M p/Mn = 2.2• Mmax/ Mn = 2.6• Masa este 240 kg

• P0ME = 2.70 [u.m/kg]• PMEef = 13.02 kW

• nMEef = 730 rpm

Montaj pe talpi:A = 318 mm C = 133 mm K = 19 mmB = 305 mm H = 200 0

5,0− mm

Capat de arbore:D = 55m6 F = 16h9 L = 780

E = 110 GA = 59 HD = 490

b)Calculul momentelor transmise de fiecare arbore

x

x xt

n

P M ⋅⋅= 6

, 1030

π ;

x=I;II;III;IV

rpmi

nn

rpmnn

TEF

Ief IIef

MEef Ief

25.4566.1

730

730

===

==

ML IVef R

IIef IIIef nnrpm

i

nn ===== 125.228

2

25.456

10

7/11/2019 69F87d01


Nmmrpm

kW M

Nmmrpm

kW M

Nmmrpm

kW

tI M

tIII

tII

76.502737125.228

01.1210

30

56.26162425.456

5.1210

30

59.170317730

02.13610

30

6

6

=⋅⋅=

=⋅⋅=

=⋅⋅=

π

π

π

Nmmrpm

kW M tIV 97.493109

125.228

78.1110

30 6 =⋅⋅=π

c)Alegerea capetelor de arbori

Se face conform STAS 8724/3 si STAS 8724/2-71, functie de momentul transmis de fiecare (arboremomentul de torsiune de calcul, capabil sa-l transmita arborele ).In acelasi timp se aleg abaterile limita(tolerantele),clasa de precizie si dimensiunile pentru lungimea capetelor de arbori (seria lunga si seriascurta din anexa 2.3 pag102).In ceea ce priveste lungimea capatului de arbore, aceasta poate fi aleasaserie scurta sau serie lunga.

mmd NmM M

mmd Nm Nm NmmM

mmd Nm Nm NmmM

mmd Nm Nm NmmM

caIV tIV tIII

caIII tIII

caII tII

caI tI

50107.493

50737.5021076.50273776.502737

42624.2611056.26162456.261624

38317.1701059.17031759.170317

3

3

3

=⇒=≅

=⇒=⋅==

=⇒=⋅==

=⇒=⋅==

−

−

−

⇒= mmd caI 38 abateri limita :+0.018…+0.02 cal ⇒ (lungimea ) :-serie lunga 80

:-serie scurta 58⇒= mmd caII 42 abateri limita :+0.018…+0.02

cal ⇒ :-serie lunga 110:-serie scurta 82

⇒= mmd caIII 50 abateri limita :+0.018…+0.02 cal ⇒ :serie lunga 110

:serie scurta 82⇒= mmd caIV 50 abateri limita :+0.018…+0.02

cal ⇒ :serie lunga 110:serie scurta 82

In figura se pot observa capete de arbore cilindrice :

11

7/11/2019 69F87d01


d) Alegerea tipului de reductor cu roti dintate

Pentru proiectarea transmisiei mecanice unui sistem biotehnic se va utiliza un reductor cu roti dintatetipizat, drept pentru intr-o singura treapta cu roti dintate cilindrice si dinti inclinati dupa firmele

FLENDER Germania si NEPTUN Romania.Reductoarele tipizate sunt reductoare de uz general avand toate elementele constructive si geometricestandardizate si anume: rapoartele de transmitere ,distantele dintre axele rotilor dintate,inaltimea dintreaxele de intrare- iesire si planul de fixare a reductorului, diametrul si lungimea capetelor arborilor deintrare –iesire, lagarele cu rostogolire (rulmenti) si elementele de etansare, fixarea pe talpa sau peelementele masinii de lucru, celelalte elemente componente.Se impune o corectie a puterii la arborii de intrare si iesire (corectia se face in ipoteza mentineriiconstante a momentelor de torsiune la arborii de intrare si de iesire a reductorului cu un coeficient deserviciu sc =1.1……1.4 ce tine seama si de continuiatea duratei de functionare).

Am ales: sc =1.25Puterea corectata este puterea echivalenta E P ( E P este puterea la arborele de iesire din reductor, dupa

Flender sau puterea la arborele de intrare in reductor , dupa Neptun) si se calculeaza cu relatia:kW P c P III s E 012.1501.1225.1 =⋅=⋅= (dupa Flender)kW P c P II s E 625.1550.1225.1 =⋅=⋅= (dupa Neptun)

Pentru alegerea practica sunt necesare urmatorele : -Turatiile la arborii de intrare si iesire ai reductorului in , en

-Puterea echivalenta E P

-Raportul de transmitere a reductorului cu roti dintate Ri

In extrasul din cataloagele firmelor (anexa 2.4 si anexa 2.5 din indrumarul de proiect) este indicate puterea nominala transmisa N P

1 , respectiv N P , pentru o incarcare la oboseala constanta, fara socurisi cu functionare continua.Alegerea se face in functie de puterea efectiva primita sau transmisa de

reductor ef P , cu respectarea conditiei: E sef N N P c P P P ⋅=≥)(1

Se cunosc : iR = 1.6n1N = 750 rpm

In functie de aceste date, conform caracteristicilor impuse de firma FLENDER din Germania,marimea reductorului aleasa de noi este de 80 N, deoarece valoarea cea mai apropiata puterii nominaletransmise de reductor este P1N= 21 kW.

De marimea reductorului depind si restul caracteristicilor reductorului :a= 235mm; b=150mm; c=18 mm; d1= 28m6 mm; l1= 50mm ; d2 =32 m6 mm; l2= 60mm; E= 80; e=67.5;

12

7/11/2019 69F87d01


G1,2=70 mm; h=70mm; H=100mm; m1= 205mm; m2= 180mm; n1=120mm; n2= 27.5mm; masa=14kg;cantitatea de ulei =0.9 l.

Aceleasi date influenteaza si marimea reductorului in cazul firmei NEPTUN din Romania.Marimea reductorului aleasa este tot 100 N, deoarece valoarea cea mai apropiata puterii nominaletransmise de reductor este P1N = 20 kW

De marimea reductorului depind si restul caracteristicilor reductorului:A1=320 mm; A2=85 mm; A4 = 15 mm; A5= 230 mm; A6=260 mm; B1=80 mm; B2=85 mm; B4= 150 mm;B5= 50 mm; B6=180 mm; H=125 mm; H1=255 mm; H2=28 mm; H3=22 mm; O1=12 mm; d1=32 mm;

L1= 58 mm; d2=45 mm; L2=82 mm; cantitatea de ulei= 3 l; masa reductorului =48 kg.

Pentru a lua o decizie corecta in privinta alegerii tipului de reductor (dupa firmele Neptun sau Flender )este necesara efectuarea unei comparatii intre caracteristicile principale ale celor doua firme.

Firma FLENDER Firma NEPTUN PunctajFlender

Punctaj Neptun

kW P E 012.15= si

P1N= 21 kW

kW P E 625.15= siP1N = 20 kW

0 1

Masa 14kg; Masa 48 kg 1 0

Cantitatea de ulei 0.9 l Cantitatea de ulei 3l 0 1

Din acest tabel putem observa ca firma NEPTUN din Romania a obtinut un punctaj mai bun asadar vomfolosi reductorul produs de aceasta firma. Singurul inconvenient in folosirea acestui tip de reductor estemasa lui care este vizibil mai mare decat cea a reductoarelor produse de firma Flender din Germania.

2.3 Analiza variantelor posibile de antrenare a transmisiei mecanice

Se vor analiza 3 variante posibile de antrenare cu elemente flexibile a transmisiei mecanice (TEF) asistemului biotehnic si anume:

13

7/11/2019 69F87d01


1. Transmisie prin curele trapezoidale (TCT)2. Transmisie prin curele dintate sincrone (TCD)3. Tansmisie prin lant (TL)

2.3.1 Proiectarea transmisiei prin curele trapezoidale (TCT)

Calculul transmisiei prin curele trapezoidale este standardizat in STAS 1163 -78 . Calculul

urmareste alegerea curelei trapezoidale, geometria transmisiei prin curele trapezoidale, numarul decurele, forta de intindere initiala si forta de apasare pe arborii transmisiei, determinarea durabilitatiicurelei, precum si proiectarea rotilor de curea.

a) Alegerea curelei trapezoidale si dimensionarea transmisiei In calcul se considera a fi cunoscute puterea de transmis P [kW] , turatiile rotilor conducatoare

n1 , respectiv conduse n2 [rot/min] sau una dintre turatii si raportul de transmitere iTEF = iTCT .Alegerea tipului de curea se efectueaza pe baza “transmisiei de referinta” (transmisii

conventionale cu performante cunoscute, determinate in conditii de laborator de catre firmele producatoare de curele trapezoidale.) Exista doua tipuri de curele trapezoidale: clasice sau inguste si sedetermina in functie de puterea de transmisie si turatia rotii motoare. Tendinta actuala este de a se utilizecurele trapezoidale inguste , care pot functiona si cu frecvente mai mari.

Din calculele anterioare am determinat P = 13.02 kW

n1ef = 730 rpm

Acestor valori le-a corespuns tipul de curea trapezoidala ingusta : Profil SPA iar diametrul primitiv alcurelei trapezoidale Dp1 ≤ 180 mm.

Conform STAS 1163-71 diametrul primitiv al rotii conducatoare este:D p2 = (1 – ξ ) D p1 iTEF

Unde : - ξ alunecarea elastica (2%)- D p1 diametrul primitiv al rotii conducatoare, ales la valoarea standardizata- D p2 diametrul primitiv al rotii conduse, care la randu-i se standardizeaza.

14

7/11/2019 69F87d01


- iTEF raprtul de transmitere iTEF = 1.6

D p2 = (1 – 0.02) 180 1.6 = 282.24 mm

Conform STAS 1163-71 diametrul primitiv al rotii conduse este:

Viteza periferica a rotii conducatoare se considera egala cu viteza de deplasare a curelei.

v1 ≤ vadm =50m/s (in cazul curelelor trapezoidale inguste)

v1 = sm /5088.6100060

730180≤=

⋅

⋅⋅π

/s

v1 ≤ vadm (Adevarat) conditia a fost indeplinita.

Alegerea distantei dintre axe A12*, nefiind impusa din considerente geometrice, se adopta in

intervalul de valori :

0.7(D p1 + D p2 ) ≤ A12* ≤ 2(D p1 + D p2 )

0.7(180 + 280) ≤ A12* ≤ 2(180 + 280)

322 ≤ A12* ≤ 9210

Adoptam

Lungimea orientativa primitive a curelei se determina in functie de distanta dintre axe sidiametrele primitive ale rotilor:

( ) ( )mm Lp 9.19303004

180280

2

280180

6002*

2

=⋅

−

+

+⋅

+⋅=

π

Aceasta lungime orientativa calculate se standardizeaza la valoarea cea mai apropiata recomadata L p .

Am ales

Odata aleasa lungimea primitive standardizata L p se recalculeaa distanat dintre axe , exacta A12,care rezulta din ecuatia de grad 2:

Dp2 =280 mm

A12

*

= 600 mm

Lp = 2000 mm

15

7/11/2019 69F87d01


8A122 – 2 [2 L p – π(D p1 + D p2 )] A12 + (D p2 – D p1) 2 = 0

8A122 – 2 [2 2000 – π 460] A12 + 10 000 = 0

8A122 – 5109.73 A12 + 10000 = 0

3.25789389=∆

mm A

mm A

96.1

79.634

2

1

==

Adoptam :

Unghiul dintre ramurile curelei γ :

γ = 2 arcsin 083,0arcsin2600*2

180280=

−

γ = 9.56

si unghiurile de infasurare a curelei pe roata conducatoare respective condusa β1, β2 :

β1 =180- γ β2 =180+ γβ1 = 170.44° β2 = 189.56°

β1 = 170,44°β2 = 189.56°

Calculul preliminar al numarului de curele z0 :

unde : - P puterea pe arboreal rotii conducatoare P=13.02

- cf coeficientul de functionare cf = 1.3- cL coeficientul de lungime al curelei cL = 0.96

- cβ coeficientul de infasurare al curelei pe roata mica (roata conducatoare)cβ = 0.97- P0 puterea transmisa de o curea.Poate fi determinata in functie de diametrul primitive al rotii

conducatoare, raportul de transmisie si turatia motorului electricP0 = 4.14 kW

Z0 = 39.414.497.096.0

3.102.13=

⋅⋅⋅

In functie de z0 se determina numarul final de curele:

A12 = 600 mm

16

7/11/2019 69F87d01


Unde : cz coeficient ce tine seama de faptul ca sarcina nu se transmite uniform prin cele z0 curele.

z = 87.49.0

39.40==

z c

z

z ≤ zmax (Adevarat) conditia a fost indeplinita

z= 5 curele

Verificarea frecventei indoirilor:

f ≤ f a

unde : - x numarul de roti de curea al transmisiei- f a frecventa maxima admisa f a = 40 Hz

f = 88.6001,02200

288.6=

⋅

⋅

f ≤ f a (Adevarat) conditie a fost indeplinita

Forta de intindere initiala F0 si forta de apasare pe arbori Fa se determina cu relatiile: F0 =(1.5…2)Fu Fa = (1.5…2)Fu

in care forta utila Fu transmisa se determina astfel:

Fu 180

59.1703172

88.6

02.131000

⋅=⋅=

Fu = 1892.4

Astfel F0 =(1.5…2)Fu = 1.7 1892.4 = 3217.08 NFa = (1.5…2)Fu = 1.7 1892.4 = 3217.08 N

b) Determinarea durabilitatii curelei trapezoidaleDurabilitatea efectiva de rezistenta la oboseala a curelei trapezoidale se apreciaza prin numarul

de ore de functionare.Pentru acesta vom determina raportul dintre lungimea primitive a curelei L p sidurabilitatea Lh iar apoi vom calcula durata efectiva de functionare.

F0 = 2840 N

Fa ~ 3220 N

17

7/11/2019 69F87d01


P j = 669.2878.4

02.13==

z

P

1810

180==

h

Dp

h

cm

Lh

Lp210

9.0=

22,29,0

2

==h

c) Proiectarea rotilor de cureaRotile pentru curele trapezoidale sunt standardizate in STAS 1162-84. Dimensiunile geometrice

ale canalelor in care patrund curelele trapezoidale permit functionarea atat a curelelor clasice cat si acelor inguste cu conditia sa aiba acelasi l p.

Elementele geometrice principale ale rotilor de curea trapezoidale se calculeaza cu ajutorulurmatoarelor relatii:

Diametrul exterior De De = D p + 2n + 2(r 1 + h1 ) (1- sin α/2)

De1 = D p1 + 2n + 2(r 1 + h1 ) (1- sin α/2) = 180 + 2 7,2 + 2(1 + 10)(1- sin 38)== 202.85 mm

De2 = D p2 + 2n + 2(r 1 + h1 ) (1- sin α/2) = 280 + 2 7,2 + 2(1 + 10)(1- sin 38)== 302.85 mm

Diametrul interior Di

Di1 = 180 + 2•7.2 - mmtg

64.15634,0

13180

3443.0

13=+=

Di2 = 280 + 2•7.2 - mmtg

64.25634,0

13280

3443.0

13=+=

Latimea B:

B = a + 2(r 1+h1) cos α/2B = 13 + 2(1+10)cos 19= 33,80 mm

Diametrul interior De De = D p + 2(n + h1)

De1= D p1 + 2(n + h1) = 180 +2( 7,2 + 10) = 214.4 mmDe2= D p2 + 2(n + h1) = 280 +2( 7,2 + 10) = 314.4 mm

18

7/11/2019 69F87d01


Latimea BB = a + 2(r 1 + h1) (1 + cos α/2)B = 13 + 2(1 +10) (1 + cos 19) = 55.80 mm

Latimea BmBm = a+ 2(r 1+h1) cosα/2 +(a+2h1)(z-1)

Bm = 13 + 2(1+10)cos19 + (13 +2*10)(4.878-1) =

= 161.775 mm

Pentru a compensa alungirea curelei trapezoidale, in cazul in care distanta dintre axele de rotatieale arborilor se mentine constanta, se folosesc role de intindere . Aceste role se monteaza pe ramuracoondusa, dispunerea ei putand fi pe partea interioara sau exterioara a curelei.Controlul intinderii cureleise face dupa un timp de functionare al transmisiei.Transmisiile prin curele se protejeaza cu aparatori dintabla sau plasa de sarma.

2.3.2 Proiectarea unei transmisii prin curele dintate sincrone (TCD)

Curelele dintate sincrone sunt aplicatii eficiente, utilizate in vaste domenii in care se impun parametrii, al caror algoritm este conceput intr-o mare masura in vederea eficientizarii tehnico-economice, astfel:

• Sincronism de antrenare• Absenta intretinerii ( lubrificare si retensionare)•

Functionare silentioasa. In functie de dimensiunea pasului lor, decurge o clasificare referitoare la modalitatea de folosinta

in maniera cea mai benefica, intrucat curelele cu:• Pas mai mic decat 5mm ↔ micromecanica (informatica, masini de scris, camere video,

elemente de automatizare)• Pas cuprins in intervalul (5;14) mm ↔ industria alimentara, aparatura electrocasnica, motoare

cu ardere interna, motoare eoliene, masini unelte → datorita faptului ca acestea functioneaza laturatii ridicate, sunt utilizate ca transmisii de putere, in vederea atenuarii zgomotului siechilibrarii vitezei de lucru a lanturilor

• Pas mai mare decat 14 mm ↔ submarine nucleare → atenuarea zgomotului.

Acest tip de transmisie are o serie de avantaje, fapt pentru care detin o frecventa utilizare:• Raport de transmitere riguros constant• Capacitate portanta mare, puteri pana la 400 kW• Viteze periferice mari de pana la 80 m/s• Zgomot redus in functionare• Intretinere usoara

Realizarea curelelor sincrone:

19

7/11/2019 69F87d01


• dantura simpla dispusa sa interior • dantura dubla cu dinti simetrici sau dacalati.

Proiectarea transmisiilor prin curele dintate:• dimensionarea curelei dintate sincrone si stabilirea geometriei transmisiei prin curea• proiectarea rotilor de curea si asigurarea conditiilor de montaj• verificarea conditiilor de montaj corect.

Elemente cunoscute in calculul de proiectare al unei transmisii prin curele dintate sincrone:• puterea de transmisie P [kW]• turatiile rotiilor conducatoare n1, n2 [rpm] sau una dintre turatii si raportul de transmitere iTCD

• conditiile de lucru si gabaritul transmisiei (diametrul maxim al rotilor dintate, distanta dintre axecare poate fi adoptata constructiv).

Curele dintate asincrone:• cu profil trapezoidal → cele mai des utilizate• cu profil curbiliniu HTD (normele kleber) → cele mai performante.

Dimensionarea curelei dintate sincrone;

• alegerea profilului curelei• stabilirea geometriei transmisiei• determinarea latimii si lungimii curelei.

a) Alegerea profilului curelei se face in functie de :• puterea de calcul (puterea de transmisie corecta) Pc [kW]

PC= cf * P I

facem trimitere la pag.21 tabelul 2.6 – Valori pentru coeficientul de regim de lucru(cf ) si tabel 2.19 – Coeficientul regimului de lucru pentru transmisia prin curele dintate (cf )

cf = 1,6P = PME ,unde PME= PML/nT PC = 1.6 • 13.02 = 20.832 kW

facem trimitere la pag.32, Fig.2.7 din a carui grafic rezulta tipul curelei: XH. Cu ajutorul acestuirezultat ne intoarcem la pag.31 de unde preluam rezultatul standardizat al pasului curelei de22,225[mm]

p= 22,225 mm

•

turatia rotii mici de curea n1 [rpm]

Geometria curelei dintate sincrone este stanardizata prin norme internationale (ISO 5294) siredata in figura de mai jos:

20

7/11/2019 69F87d01


\

b ) Stabilirea geometriei transmisiei Asigurarea unui gabarit minim al transmisiei si numarul mare de dinti aflati in contact direct cucureaua obliga o alegere exacta a numarului de dinti a rotii mici ,z1. Acest lucru este necesar pentru omai mare durabilitate si a asigurarii unei viteze sub limita maxima admisa.

Dd1,2 = 34.12718225.22

=⋅

π , unde

z1= 18 dintiDd1 = 127.34 mm

v = =⋅

⋅⋅100060

11 n Dd π 4.867 m/s

iT = ni / ne

n1 = 730 rot/min ( turatia efectiva ) n2 = n1/1,6

n2 = 456.25 rot/min (turatie reductor )z2 = 1.6 ⋅ 18 = 28.8 => z2=29 dinti

Dd2 = 29 ⋅ 22,225/ Π = 205.158 mm

c) Determinarea latimii si lungimii curelei

L* = 2A*12 + P/2 (z1+ z2) + p2 (z2-z1)/ 4Π2 A*

12 , unde:

A*12 = (0,7…2)(Dd1+Dd2)= 1 ⋅ (127.34 + 205.158) = 332.5 mm

Adoptam A*12 = 200 mm

L* = 2∙200 + 13.02/2 (18+29)+ 22,225²∙(29-18)/4π²∙200= 713.539 mm

zc = [ z*c]

21

7/11/2019 69F87d01


z*c = L*/ p = 713.539/22,225 = 32.105 => Zc=32dinti

L = 32∙22,225 = 711.2 mm

2A212 – A12 [L – p/2 (z1+z2)] + p2(z2 – z1)

2/ 4Π2 = 0

2A212 – A12 [711.2 – 22,225/2 (18+29)] + 22,2252 (29 – 18)2 / 4π ² =

2A212 – A12 ∙188.91+ 1513,6 = 0

Δ = 23578.188A12 = (188.91 ± 153.55 ) / 4 => A1

12 = 85.615 mmA2

12 = 8.84 mmAproximarea a fost corecta, deci distanta dintre axe se pastreaza conform rezultatului:

A12 =85.615 mm

Determinarea numarului de dinti ai pinionului aflati in contact cu dintii rotii de curea

( zona de infasurare pe roata mica) :

zβ = [z1/2 – pz1/2Π2A12 (z2 – z1)]

zβ = 18/2 – [22,225∙18/2∙π2∙85.615]∙(29–18) = 9-2.603 = 6.396

[x] = zβ = 6indeplineste conditia zβ ≥ 6

P0 = (Fa – mv2)v / 1000

facem trimitere la pag.35 tabel 2.22, urmarind profilul trapezoidal cu pasul de curea “XH”, care neapartine conform calculelor, astfel:Fa = 4100 Nm = 1,2 kg/m b0 = 101,6 mmsiv = 4.867 m/s (calculata anterior)

P0 = [(4100 – 1.2∙4.867²)∙4.867]/1000 = 19.816 kWB = b0 [(Pc/ P0)∙ k zβ]

1/1.14

k zβ = factor de corectie=1 (datoria conditiilor de la pag.35, functie de intervalul: zβ < 6 (se admite) zβ ≥ 6 (este recomandabil)

in cazul nostru, incadrarea se plaseaza in cea de-a doua,si optima, conditie.Prin urmare,factorul decorectie este 1.

22

7/11/2019 69F87d01


b = 101,6 [(20.832/19.816)∙1]1/1.14= 106.155 mm

rezultatul se rotunjeste la valoarea nominala cea mai apropiat urmatoare: b = 110 mm

De1 = Dd1- 2 dp= 127.34 – 2.794= 124.546 mm

De2 = Dd2 – 2 dp= 205.158 – 2.794 = 202.364 mm

F0 = Fa/2 (b/b0)1.14 + mv2 b/b0 = 4100/2 (106.155/101.6)1.14 + 1.2∙4.8672∙106.155/101.6 = 2184.798 N

04 F

L F f

r p

⋅

⋅≅

F p ≈ 4F0∙ f/Lr = F0/15 = 145.65 N

827.201000

867.4)

6.101

867.42.1155.1064100051.11(

2

=⋅⋅⋅

−⋅⋅=t P

facem trimitere la pagina 39, conditii si concluzii:

daca f < 0,85 F p → cureaua este subtensionatadaca f > 1,15 F p → cureaua este supratensionata

Proiectarea rotilor de curea dintataRoata de curea are dintii dispusi echidistant pe periferie si poate avea sau nu flanse laterale care sa permita ghidarea curelei si totodata sa evite aruncarea laterala a curelei de pe roata.De regula una dinroti trebuie sa aiba flanse laterale pe cand la cealalta nu este obligatoriu.Rotile de curea pot ficonfectionate din otel sau fonta.

Index morfologic

Proiectarea unei transmisii prin curele dintate sicrone

P = puterea de transmisie

Cf = coeficient de functionare

iTCD = raportul de transmitere = n1/n2

Pc = puterea de calcul (puterea de transmitere corecta)

n1 = turatia rotii mici de curea

23

7/11/2019 69F87d01


H = codul/simbolul de pas al curelei (stabilit la intersectia dintre Pc si n1)

z1 = numarul de dinti a rotii mici (a rotii de curea infasurata)

z2 = numarul de dinti a rotii conduse (determinat pe baza raportului de transmitere)

Dd1 = diametrul de divizare (diametrul nominal minim al rotii de curea)

Dd2 = diametrul de divizare al rotii conduse

v = viteza maxima de utilizare a curelei

L* = lungimea orientativa a curelei

A*12 = distanta dintre axe, orientativa

p = pasul de baza echivalent al curelei respectve

zc = numarul de dinti ai curelei, zc = [ zc* ]

L = lungimea curelei

A12 = distanta dintre axe, definitiva

zβ = numarul minim de dinti ai pinionului aflati in contact cu dintii rotii de curea

k zβ = factorul de convectie al numarului de dinti ai rotii mici de aflati in contact cu dintii curelei

P0 = puterea transmisibila a curelei dintate sincrone

b0 = latimea de baza a curelei

b = latimea curelei

Fa = forta maxima admisibila in curea cu latimea b0

m = masa curelei pe unitatea de lungime a curelei

v = viteza curelei

Pt = puterea capabila transmisa

Dd = diametrul de divizare corespunzator unui diametru al cilindrului fictiv

De = diametrul exterior al rotii ( diametrul de varf al dintelui )

dp = grosimea fata de linia primitiva a curelei (standardizata)

hd = inaltimea dintelui rotii (standardizata)

rp = raza de curbura a capului dintelui

r1 = raza de curbura a piciorului dintelui

lp = coarda golului dintelui masurata la piciorul acestuia (standardizata) 2θ = unghiul la varf al golului dintelui (standardizat)

h1 = dimensiunea flansei laterale (standardizata)

Lr = lungimea ramurii libere a curelei la punctul de contact dintre cele doua roti

f = sageata, ce contribuie la intinderea corecta a curelei

Fp = forta necesara incovoierii

24

7/11/2019 69F87d01


2.3.3 Proiectarea unei transmisii prin lant (TL)

Proiectarea unei transmisii prin lant presupune rezolvarea urmatoarelor etape:• Alegerea lantului si stabilirea geometriei transmisiei;• Verificarea lantului la uzare,la rupere, la obosealaa elementelor zalelor,spargere a roleror prin

soc;•

Proiectarea rotilor de lant;• Montajul, reglarea si protectia transmisiilor prin lant.

-Transmisie prin lant-

a)Alegerea lantului si calculul geometriei transmisiei

In calculul transmisiei se considera cunoscute: felul masinii motoare si masinii actionate,pozitia relativaa celor doua masini,conditii speciale de gabarit,de durabilitate, frecventa pornirilor si a opririlor dar si

puterea de transmisie Ief P si turatia rotii conducatoare Ief n .

rpmn

kW P

Ief

Ief

730

02.13

=

=

Alegerea lantului de transmisie se face in functie de puterea limitata admisa D P si de turatia rotii de

lant Ief n folosind diagrama de la pag 43(fig2.11) din indrumarul de laborator.

kW kW

c

P P

p

Ief

D 33.1026.1

02.13===

pc este coeficientul de incarcare si se alege in functie de TLi raportul de transmisie mecanica prinlant de numarul de dinti ai rotii z si de coeficientul de suprasarcina sc din tabelul 2.31 (pag 45).

Asadar conform diagramei lantul este lant dublu de tip 10A cu pasul p=15,875

In continuare se alege numarul de dinti ai rotii conducatoare 1 z =25 din tabelul 2.29 (pag 42).

25

7/11/2019 69F87d01


40256.112

1

2 =⋅=⋅=⇒= z i z z

z i TEF TEF

si

TEF i = raportul de transmitere al transmisiei cu element flexibil

2 z = numarul de dinti ai rotii conduse

Principalele date constructive a lantului dublu cu role si zale scurte (STAS 5174-66)

Simbolullantului

Pasul[mm]

Sarcinaminima de

rupere[kN]

Latimeainterioaramin

a [mm]

Latimea pesteeclisele

interioaremax1a [mm]

Latimea pesteeclisele

exterioaremin2

a [mm]

Diametrulexterior al

roleimax1d [mm]

10A 15,85 44 9,53 13,84 13,97 10,16

Diametrulinterior al bucseimin2d [mm]

LatimeaecliseiInterioare

max1b

[mm]

Latimeaecliseiexterioare

max2b [mm]

Diametrul boltuluimax3d

Distantaintre randurie [mm]

Ariaarticulatieilantului

310 d a A =

Masa pemetru liniar q[kg/m]

4,13 15,09 13 5,08 8,11 70,70 1,95

Calculul distantei dintre axe 12* A

mm p A

mm p z z

A

A A A

1270875,158080

45.328875,154025

max

21

min

max12*

min

=⋅=⋅=

=⋅+

=⋅+

=

<<

π π

Determinarea lungimii orientative a lantului t L*

mm A

p z z

p

z z

A L t 80.1518)2(2212*

2

21221

12

**

=⋅

−

+⋅

+

+≈π

Lantul se livreaza cu un anumit nr de zale conform STAS 5174-66, caruia ii corespunde o anumitalungime a lantului.

Determinarea (orientativ) a nr de zale t X * : 67.95

875,15

80.1518** ===

p L X t

t

Se recomanda ca numarul de zale sa fie un numar par si intreg asa ca adoptam zale X t 96= .Pentruaceasta valoare se recalculeaza distanta dintre axe 12 A (distanta finala) cu relatia:

1 z = 25 402 = z

26

7/11/2019 69F87d01


022

2 2

2

1221

112122 =⋅

−

+⋅

+

−− p z z

p z z

X A Aπ

mm A

mm A

A

A A

43.1

60.502

4

34.100206.1008

031.143606.10082

122

121

12

12122

=⇒

=⇒

±=

=+⋅−

Adoptam mm A 60.50212 = pt ca este cea mai apropiata valoare de valoarea mm A 50012*

= impusainitial in sens orientativ.

Unghiul dintre ramurile lantului:o

A

z z p649.8

60.5022

)2540(875,15arcsin2

2

)(arcsin2

12

12=

⋅⋅

−=

⋅⋅

−=

π π γ

Unghiul de infasurare a lantului pe rotile de lant 12β

00000

2

000

1

649.188649.8180180

351.171649.8180180

=+=+=

=−=−=

γ β

γ β oo

Viteza lantului v[m/s];

Conditie: smvv adm /3.7=≤

smn z p

v I /82.4100060

73025875.15

100060

1 =⋅

⋅⋅=

⋅⋅⋅

=

b)Verificarea lantului

Calculul de verificare a lantului consta in:- calcul la uzare a lantului-calcul de rezistentala rupere, laoboseala a elementelor zalelor

-calcul de rezistenta la solicitari(distrugerea prin spargerea rolelor sau a bucselor)

Calcul de rezistenta la uzare a lantului

Acest calcul se apreciaza prin presiunea efectiva de contact intre rola si boltul lantului.

ca f rsuadmm pccc pd a j

F p

*

31

1 ⋅⋅⋅=≤⋅⋅

=

unde:- g cu F F F F ++=1 =forta din ramura conducatoare

• ==v

P F u

1000forta utila de transmisie [kN]

P(puterea de transmis)=13.02kWv(viteza lantului)=4.82m/s

N F u 24.270182.4

02.131000=

⋅=

• c F -componenta din forta centrifuga care solicita lantul la tractiune22 82.495,1 ⋅=⋅= vq F c =45.30N

q = masa lantului pe metru liniar [kg/m] , masa pe care o gasim in tabelul de mai susv = viteza lantului[m/s]

• g F - forta de intindere a lantului datorata greutatii celor doua ramuri ale transmisiei [N]

smv /82.4=

27

7/11/2019 69F87d01


3

12 10−⋅⋅⋅⋅= Aq g c F t g

052,10100

26.502

100

25.6052.108

6.502

8

12

12

=⋅

=⋅

=

=⋅

=⋅

=

r

t

s A s

s

Ac

s- sageata ramurii conduse

N Aq g c F t g 91,6110100095.11025.61033

12 =⋅⋅⋅⋅=⋅⋅⋅⋅=

−−

=1 F 2701.24+45.40+61.91= 2868.42 N

- Pa pm61039.20

08.584.132

42.2868⋅=

⋅⋅=

- uc = coeficientul regimului de ungere se alege din tabelul 2.33 si 2.34(pag 50), in functie de metodade ungere si de viteza de lantului. 1=uc

- =rsc coeficientul regimului de solicitare , se adopta din fig 2.51(pag51) in functie de s

c

1= sc 1=rsc

- f c = coeficientul drumului de frecare

3 75.41

1.6

+

+⋅≈

TL

p

h

TL f

i

A

L

ic

h L = durata de functionare exprimata in ore ; h L poate valori imtre 8000-10000 ore.Adopt h L =8000 ore

p A =distanta dintre axe exprimata in numar de pasi ai lantului

mm p

A A p 65.31

875,15

6.50212 ===

TLi =raportul de transmitere

TLi =1.6

916.075.46.11

65.31

8000

6.11.6 3 =

+

+⋅≈ f c

f carsuadm c pcc p ⋅⋅⋅=*

adm p = presiunea admisibila

ca p* =presiunea de contact admisibila.Conform tabelului 2.35 pag 51(in functie de viteza lantului side numarul de dinti ai rotii conducatoare)

ca p* =20.5 MPa

PaMPa padm

61077.1837,17916.05.2011 ⋅==⋅⋅⋅=

)(1077.181039.20 66 FALS p p admm ⋅≤⋅⇔≤

N F 42.28681 =

Pa pm

61039.20 ⋅=

Pa padm

61077.18 ⋅=

28

7/11/2019 69F87d01


CONCLUZIE.Dupa cum se poate observa relatia de mai sus nu se verifica deci nu este indicatafolosirea tansmisiei prin lant.

Calculul de rezistenta la rupere a elementelor zalelor lantului:Rezistenta elementelor zalelor lantului se calculeaza la solicitare variabila (solicitare de oboseala).Solicitarea statica se exprima prin intermediul coeficientului de siguranta cst:cst = Sr/F1≥cadmst = 7

733.15

742.2868

44000

..

..

=≥==≥=

st adm

st adm

ccst

ccst

Sr – sarcina statica minima de rupere a lantuluiF1 – forta din ramura conducatoareCalculul de solicitare variabila a lantului se exprima prin coeficientul de siguranta cv si se determina infunctie de sarcina statica de rupere, de forta din ramura conducatoare si de coeficientul de suprasarcinacs:

527.12

542.2868251

44000

5F1cs

Sr cv

..

..

=≥=

=≥⋅⋅

=

=≥⋅

=

vadm

vadm

ccv

cadmvcv

c

Calculul de rezistenta la soc a rolelor sau a bucselor:Calculul de rezistenta la soc a elementelor lantului consta in limitarea turatiei rotii mici de lant si afrecventei angrenarii zalelor de lant cu dintii rotilor de lant:n1≤n1max adm

5004.12

5010115

25730

.max115

11

≤=

≤⋅⋅=

≤⋅⋅=

fx

fx

adm fx x

z n fx

c) Proiectarea rotilor de lantMaterialul, forma si dimensiunile lantului depind de:- tipul lantului(cu bolturi,bucse sau role)- felul si marimea lantului(simplu ,multiplu)- conditiile de exploatare(sarcina,viteza)- conditiile de montaj

Semifabricatele necesare rrealizarii rotilor de lant se executa prin:- forjare(matritare)

- turnare- din elemente sudateAcestea sufera si o prelucrare mecanica ulterioara in functie de forma rotii, marimea,diametrul dedivizare, si de seria de fabricatie(nr de bucati ce urmeaza a fi fabricate in urma unei comenzi). In figurade mai jos se poate observa un exepmlu de roata de lant in executie normala.

29

7/11/2019 69F87d01


Forme constructive recomandate pentru roti cu diametelor de divizare mici

Forma constructiva recomandata pentru roti cu diametre de divizare medii si mari.

Dimensiunile frontale ale danturii rotilor de lant pentru lanturi cu role si zale scurte

1. Pasul de coarda p=15,875 (pasul lantului).

2. Diametrul de divizaremm

z

p Dd 66.126

25

180sin

875.15

)/180sin(1

1 =°

=°

=

mm z

p Dd 33.202

40

180sin

875.15

)/180sin( 2

2 =°

=°

=

3. Diametrul nominal al rolei lantului 16.101 =d mm (conform standardelor lantului)4. Diametrul de fund mmd D Di d 50.11616.1066.126111 =−=−=

mmd D Di d 17.19216.1033.202122 =−=−=

5. Diametrul de varf mmd p D D d e 34.13625.1 111max=−+=

mmd p D D d e 01.21225.1122max=−+=

mmd z

p D D d e 359.1316.1

1 1

1

11min =−

−+=

mmd z

p D D d e 41.2076.1

1 1

2

22min =−

−+=

6. Diametrul rolei calibru mmd d c 16.101 ==

7. Dimensiunile peste role M1= mmd z

D cd 57.13690

cos1

1 =+°

⋅ (pt. nr impar de dinti)

30

7/11/2019 69F87d01


M2= mmd z

D cd 49.21290

cos2

2 =+°

⋅ (pt. nr par de dinti)

8. Raza de curbura a locasului rolei mmd R 13,516.10505.0505.0 1min1 =⋅=⋅= (am ales profilminim) mmd d R 28.5069.0505.0 3

11max1 =⋅+⋅=

9. Unghiul lacasului rolei °=°−°=°−°= 4,136259014090140

1

1max z

δ

°=°

−°=°

−°= 75.13740

90140

90140

2

2max z

δ

°=°

−°=°

−°= 64.11925

90120

90120

1

1min z

δ

°=°

−°=°

−°= 75.11740

90120

90120

2

2min z

δ

10. Raza de curbura a flancului dintelui mm z d R 91,32)225(16.1012.0)2(12.011min2

=+⋅=+=

mm z d R 67.14410)1801600(16.10810)180(8332

21max2 =⋅+⋅⋅=⋅+=−−

Forma si dimensiunile axiale ale danturii rotilor de lant

1. Latimea dintelui mma B 86.853.993.093.0 min1 =⋅=⋅=

2. Latimea danturii mme B B 97.1611.886.82 1 =+=+=

3. Iesirea dintelui f = 0.1…1.15∙p ; Aleg f =0.1∙15.875=1.58

4. Raza de iesire minima mm p R 875.15min3 ==5. Raza efectiva de racordare mm Ref 3.0

4=

6. Diametru obadei rotii la obada rotii

mmctg Rb z

ctg p D ef 41.11013,021305.125

180875.151205.1

1804max1

1

15=−⋅−⋅−

°⋅=−−−

°⋅=

mmctg Rb z

ctg p D ef 26.18413,0209.1505.140

180875.151205.1

1804max1

2

25 =−⋅−⋅−°

⋅=−−−°

⋅=

d)Montajul reglarea si protectia transmisiilor prin lant

Pozitia relativa a masinii de lucru si a masinii motoare trebuie astfel aleasa incat ramuraconducatoare sa fie sus.Daca acest lucru nu este posibil din motive exceptionale atunci se apeleaza lautilizarea unor dispozitive de reglare.In cazul unui montaj corect se impune asigurarea paralelismului axelor arborilor transmisiilor si acoplaneitatii rotilor de lant.Distanta dintre axe are in vedere realizarea unei sageti corespunzatoare datade greutatea lantului si care cadreze in anumite limite.Dispozitivele de reglare au rolul de a intinde ramura condusa,de a regal marimea unghiurilor deinfasurare a lantului, de alimita amplitudinile vibratiilor care pot aparea in timpul functionarii.

31

7/11/2019 69F87d01


Protectia transmisiilor cu lanturi se realizeaza cu ajutorul unei carcase simple sub forma de U, in cazulincarcari si turatii reduse si cu ajutorul unei carcase complet inchise, pentru incarcari si turatii ridicate.Elemetele principale ale transmisiei prin lant precum si componentele carcasei sunt prezentate in figurade mai jos.

1. orificiu de observatie2. orificiu de alimentare cu ulei3. deschideri laterale pentru reglarea distantei dintre axe4. bazin de ulei5. indicator de nivel al uleiului6. dop de golire7. sistem de etansare8. '

.8 arbori9. streasina de dirijare ulei si de izolare fonica10. flanse de asamblare11. elemente de asamblare a carcasei.

Alegerea elementului flexibil optim

TL TCD TCT PunctajTL

PunctajTCD

PunctajTCT

smv

smv

perif

adm

/82.4

/3,7

==

smv

smv

perif

adm

/867.4

/40

==

smv

smv

perif

adm

/88.6

/50

==

1 0 0

mm A 6.50212 = mm A 615.8512 = mm A 60012 =

0 1 0mm Dd 66,1261 = mm Dd 34,1271 = mm Dd 1801 =

1 0 0

Se poate observa din tabel ca varianta optima pentru transmisia mecanica (TEF) a sistemului biotehniceste transmisia prin lant. Dar din verificarea lantului => presiuniil pm ≤ padm nu verifica si am ales caelement flexibil optim TCD (transmisiile prin curele dintate sincrone).

2.4 Proiectarea unui angrenaj cilindric exterior cu dinti inclinati

32

7/11/2019 69F87d01


Calculul de proiectare a unui angrenaj cilindric cu dinti inclinati are la baza metodologia de calculcuprinsa in STAS 12268-84 si 12223-84, particularizata conditiilor de functionare a angrenajelor dintransmisiile mecanice uzuale.Date initiale:

NmmM M

rpmn

kW P

tII tp

IIef

IIef

56,261624

480

50,12

==−

=−

=−

2.4.1 Determinarea elementelor dimensionale principale ale angrenajului cilindric

exterior cu dinti inclinati

In urma calculului de dimensionare al angrenajului se determina:• distanta dintre axe a12

• modulul normal al danturii mn

• unghiul de inclinare a danturii β• numarul de dinti ai celor doua roti dintate z1 si z2 ce formeaza si angrenajul• distanta de referinta dintre axe a012

a) Distanta dintre axe-a12

Distanta minima dintre axe se determina din conditia ca dantura angrenajului proiectat sa reziste laoboseala la presiunea hertziana de contact(pitting), folosindu-se urmatoarea relatie de calcul:

Avand in vedere faptul ca lucram cu danturi durificate (D>350HB) am ales K H =105000 MPa Masinamotoare are o functionare uniforma, iar masinia de lucru genereaza socuri medii;astfel am ales

K A = 1.25 Deoarece dantura rotii este durificata , iar amplasarea pinionului este simetrica intre reazemeψd =0.5Alegerea valorii pentru ψd se datoreaza si clasei de precizie cu care se executa angrenajul cilindric sianume clasa 5-6.Pentru alegerea σH lim se adopta odata cu materialul din care se executa rotile dintate[MPa].Materialulales este otel laminat de calitate OLC45 (STAS 880-80) la care se aplica tratament termic.Astfel σH lim

se calculeaza cu relatia σH lim =20DF +80 ,unde DF-duritatea flancului[HRC].Am ales DF=53HRC. Dincalcul deducem ca σH lim =20 ● 53 +80 = 1140 MPa Intrucat raportul de transmisie i12 ≥1 (angrenaj redactor, i12 =iR - raportul de transmitere al angrenajului

reductor) u=i12 =iR =2.

In constructia reductoarelor de turatie, distanta dintre axe este standardizata prinSTAS 6055- 82. Modul de adoptare a distantei standardizate este urmatorul:daca distanta dintre axe amin12 este cuprinsa intre doua valori consecutive standardizate ak STAS si ak+1 STAS ,

adica ak STAS ≤ amin12 ≤ ak+1 STAS, se adopta:

33

7/11/2019 69F87d01


amin12=ak STAS daca ak STAS ≤ amin12 < 1.05 ak STAS sau amin12=ak+1 STAS daca 1.05 ak STAS < amin12 ≤ ak+1 STAS.

Conform STAS 6055-82 valorile distantei dintre axe intre care este cuprinsa valoarea distanteiminime amin12 =131,24mm, sunt ak STAS =125mm

ak+1 STAS =140mm.In urma verificarii conditiilor sus amintite

a12 =125mm daca 125 ≤ 128,869 < 131,25 , ( Adevarat)a12 =140mm daca 148,05 < 128,869 ≤ 140, ( Fals)

constatam ca valoarea standardizata a distantei dinte axe este :

b) Modulul normal al danturii rotilor dintate - mn

Modulul normal minim al danturii rotilor dintate care formeaza angrenajul se determina din

conditia ca dantura sa reziste la rupere prin oboseala la piciorul dintelui.Relatia de calcul a modulului normal minim este :

Pentru danturi durificate am ales valoarea K F=1.7

σF lim se adopta odata cu materialul din care se fabrica rotile dintate[MPa].Cum am precizat anterior materialul folosit este otel laminat de calitate OLC45 (STAS 880-80), iar valoarea aleasa pentru σF lim

=210 MPa

In constructia angrenajelor modulul danturii este standardizat prin STAS 822-82. Rationamentulde adoptare a modulului standardiat este urmatorul: daca mn min este cuprins intre doua valoriconsecutive standardiate mk STAS si mk+1 STAS , ambele mai mari de 1mm, adicamk STAS ≤ mn min ≤ mk+1 STAS se adopta:

mn = mk STAS daca mk STAS ≤ mn min < 1.05 mk STAS saumn = mk+1 STAS daca 1.05 mk STAS < mn min ≤ mk+1 STAS

Conform STAS 822-22 valorile modulului danturii intre care este cuprinsa valoarea modululuiminim mn min = 1.85 mm, sunt mk STAS =2,75mm

mk+1 STAS =3,5mm.In urma verificarii conditiilor sus amintite :

mn =2,75 mm daca 2,75 ≤ 3,049< 2,887 (Adevarat)

a12 =125mm

34

7/11/2019 69F87d01


mn =3,5 mm daca 3,675 ≤ 3,049 < 3,5 (Fals)

constatam ca valoarea standardizata a modulului danturii este :

mn= 2,75 mm

c) Stabilirea unui unghi de inclinare a dintilor rotilor dintate- β Unghiul de inclinare al danturii rotilor dintate se recomanda , din considerente tehnologice , sa

aiba o valoare intreaga masurata in grade. Pentru ca masinile de danturat san u se regleze pentru fiecareroata ce urmeaza a se dantura , se recomanda ca valoarea unghiului de inclinare sa fie β=10° avand invedere faptul ca rotile dintate au danturi durificate superficial.

β= 10°

d)Calculul numarului de dinti ai rotilor dintate care formeaza angrenajul z 1 si z 2 Din considerente geometrice si cinematice se determina mai intai numarul probabil de dinti al

piciorului z1* :

Numarul de dinti z1 ai pinionului (rotii mici conducatoare) se recomanda a se alege la valoareaintreaga cea mai apropiata sau imediat mai mica decat z1

* . Astfel :

In functie de numarul de dinti ai rotii conducatoare se stabileste si numarul de dinti ai rotiiconduse. Si in cazul numarului de dinti z2 se recomanda alegerea acestuia la valoarea intreaga cea maiapropiata sau mai mica. Astfel se adopta:

z2 =60 dinti

Valoarea modulului danturii standardizata este :

e)Distanta de referinta dintre axe- a012

Distanta de referinta dintre axe (distanta dintre axe in cazul cand angrenajul ar fi nedeplasat) este:

Intre distanta dintre axa standardizata a12 si distanta de referinta dintre axe a012 trebuie sa fie

z1 =29 dinti

mn= 2,75 mm

35

7/11/2019 69F87d01


indeplinite conditiile:

(Adevarat)

Ambele conditii au fost indeplinite.

Concluzii :1.In urma calculului de predimensionare al angrenajului cilindric cu dinti inclinati s-a stabilit

distanta dintre axe, modulul normal al danturii , unghiul de inclinare al danturii rotilor, numarulde dinti ai pinionului si respective ai rotilor, distanta de referinta dintre axe.2.Numarul de dinti z1 si z2 adoptat pentru pinion si roata trebuie astfel alese incat abaterea

raportului de transmitere san u depaseasca abaterea admisibila.Pentru aceasta se calculeaza mai intairaportul de transmitere efectiv:

iR = i12ef = 06,229

60

1

2==

z

z

Relatia de verificare a abaterii raportului de transmitere este:

|i12 STAS – i12ef |

Δi = 100% ≤ Δia , undei12 STAS

Δia =3 % pentru reductoare cu o treapta de reducere (cazul nostru)Δia =2.5 % pentru reductoare cu mai multe trepte de reducere

|2 – 2,06 |

Δi = 100= 3 % ≤ 3 % conditie indeplinita2

2.4.2.Calculul geometric al angrenajului cilindric exterior cu dinti inclinati

Elementele geometrice ale angrenajului trebuie calculate cu o precizie sufficient de mare (minimpatru zecimale exacte).

a)Elementele cremalierei de referintaDaca generarea danturii se face cu freza melc, se obtin la dantura rotii elementele cremalierei

de referinta care sunt standardizate prin STAS 821- 82.:• h0a, h0f , h0 ,c0 ,p0 ,e0 =s0

36

7/11/2019 69F87d01


• α0= αn = 20°• h0a

* =1• h0f

* =1.25• c0

* =0.25• c0

*max =0.35

Relatiile de calcul prin care se stabilesc elementele cremalierei de referinta sunt :

b)Calculul coeficientilor deplasarilor specifice ale danturii x n1 si x n2 Pentru determinarea coeficientilor deplasarilor specifice ale danturii se vor calcula in prealabil.

• Unghiul profilului danturii in plan frontal:

• Unghiul de rostogolire frontal:

• Suma deplasarilor specifice ale danturii

37

7/11/2019 69F87d01


mm

• Numarul de dinti ai rotilor echivalente zn1 si zn2:

La alegerea coeficientului deplasarii specifice a danturii pinionului trebuie avut in veddeplasarea specifica sa fie sufficient de mare pentru a evita subtaierea danturii, dar totodata, numare, pentru a nu se produce ascutirea capului dintilor.

Pentru calculul deplasarii specifice xn1 se va folosi relatia:

Pentru danturile durificate se foloseste λ = 0.7

c) Elementele geometrice ale angrenajului

• Modulul frontal :

mm

• Diametrele de divizare d1 si d2 :

• Diametrele de baza d b1 si d b2 :

38

7/11/2019 69F87d01


• Diametrele de rostogolire dw1 si dw2 :

• Diametrele de picior df1 si df2 :

• Diametrele de cap da1 si da2 pot fi calculate cu sau fara asigurarea jocului la picior c0. Relatia cucare se determina diametrele de cap fara asigurarea jocului la picior este:

Diametrele de cap da1 si da2 fiind determinate fara asigurarea jocului la picior c0 , se impunecalcularea jocului si conditia de verificare c0 > 0.1mn (0.1 2,75=0.275)

cn1,2 = a12 – (df1,2 + da2,1)/ 2 ≥ 0.1mn

cn1 = a12 – (df1 + da2)/ 2 =125 – (70,95+ 175,21)/ 2=1,92 mm ≥ 0.275 mm (Adevarat)

cn2 = a12 – (df2 + da1)/ 2 =125 – (158,21 + 89,49)/ 2=1,15 mm ≥ 0.275 mm (Adevarat)

Conditiile au fost indeplinite.

• Inaltimea dintilor:

39

7/11/2019 69F87d01


• Unghiul de presiune la capul dintelui in plan frontal:

• Arcul dintelui pe cercul de cap in plan frontal:

De mentionat ca invα = evα

Pentru evitarea stirbirii dintelui la cap ca urmare a ascutirii accentuate se recomanda ca pentrudanturile durificate sat1,2 ≥ 0.4mt (0.4 2,79 = 1,116)

(Adevarat)

40

7/11/2019 69F87d01


(Adevarat)

Conditia a fost indeplinita.

In figura putem observa elementele geometrice ale angrenajului:

• Latimea rotilor b1 si b2 .Pentru compensarea erorilor de montaj axial latimea pinionului se adoptamai mare decat latimea danturii rotii conduse.

41

7/11/2019 69F87d01


Adoptam

• Diametrele inceputului profilului evolventic dl1 si dl2. Marimea cercurilor inceputului profiluluievolventic este functie de procedeul tehnologic de executie a danturii . In cele mai frecventecazuri , dantura rotilor se executa cu freze melc care au profilul cremalierei generatoare, in

consecinta relatia de calcul pentru diametrele inceputului profilului evolventic este:

• Diametrele cercurilor inceputului profilului active al flancurilor danturii rotilor dA1 = dE2 si dA2 =dE1 :

Pentru a avea o angrenare corecta a celor doua roti dintate, adica pentru a evita interferentadanturii in procesul de angrenare este necesar sa fie indeplinite conditiile:

dA1 ≥ dl1 ,91,029 mm ≥ 75,99 mm (Adevarat)

42

7/11/2019 69F87d01


Daca ne-am putea raporta la un rezultat ce ar putea apartine numerelor complexe atunci siconditia dA2 ≥ dl2 ar fi indeplinita (prin analogie cu prima conditie).

Chiar daca din calcule nu am putut determina diametrul dA2 , insa dat fiind ca diametrul dA1

indeplineste conditia inseamna ca si conditia dA2 ≥ dl2 este indeplinita.

• Gradul de acoperire total ε γ

Pentru a se asigura continuitatea procesului de angrenare a celor doua roti se recomanda ca pentru angrenajele executate in treptele de precizie 5-6 .

εα ≥ 1.1 (Adevarat) deci conditia este indeplinita.

• Numarul minim de dinti ai pinionului zmin .Pentru evitarea interferentei la generarea danturii se recomanda ca

z1 ≥ zmin (conditie care este indeplinita pentru roata condusa, deoarece aceasta are mai multi dintidecat pinionul- roata conducatoare)

zmin 1 ≤ z1 conditie indeplinita

d) Relatii de calcul pentru verificarea dimensionala a danturii rotilor dintate

Pe langa elementele geometrice calculate anterior mai trebuie determinate spre completare uneleelemente geometrice, necesare controlului dimensional al danturii rotilor:

• Lungimea (cota peste N dinti in plan normal) W Nn 1,2 ; la rotile dintate cu dinti inclinati, cota peste N dinti se masoara in plan normal, deoarece masurarea in planul frontal este dificila.

W Nn1,2 = [ π(N1,2 – 0.5) + 2xn1,2 tgαn + z1,2 evαt ] mn cos αn ,

unde : N reprezinta numarul de dinti peste care se masoara lungimea W Nn

43

7/11/2019 69F87d01


La dantura inclinata se pot ivi cazuri cand masurarea cotei WNn , nu poate fi efectuata din cauza cauna din suprafetele de masurare in plan normal nu poate realiza contactul cu flancul dintelui. Masurareaeste limitata de latimea danturii rotii b care nu este suficient de mare . De aceea masurarea cotei WNn

este conditionata de satisfacerea relatiei:

b1,2 ≥ W Nn1,2 sin β + 5 mm

=> mm

=> mm

• Arcul dintelui pe cercul de divizare in plan normal sn1,2

44

7/11/2019 69F87d01


• Coarda de divizare a dintelui in plan normal

• Inaltimea la coarda de divizare

• Coarda constanta a dintelui in plan normal

sau

• Inaltimea la coarda constanta

45

7/11/2019 69F87d01


Deoarece precizia diametrului de cap influenteaza marimea inaltimii la coarda, la controlul danturiidevine necesara masurarea prealabila a diametrului de cap si scaderea abaterii sale din dimensiuneateoretica de calcul a inaltimii la coarda.

2.4.3 Calculul fortelor din angrenajul cilindric cu dinti inclinati

Fortele nominale din angrenaj se determina din momentul de torsiune motor existent pe arboreal pinionului Mtp . Forta normala pe dinte Fn aplicata la punctual de intersectie al liniei de angrenare cucercul de divizare, se descompune intr-o forta tangentiala Ft , la cercul de divizare , o forta radiala Fr laacelasi cerc si o forta axiala Fa.

Intrucat pierderile de putere din angrenaj sunt mici ( 0.5….1.5%) se neglijeaza influenta lor. Inconsecinta, fortele din angrenaj care actioneaza asupre celor doua roti sunt egale si de sens contrar.Seconsidera ca aceste forte nominale din angrenaj actioneaza pe cercurile de divizare ale celor doua roti.Se recomanda ca in calculul acestor forte sa se utilizeze momentul de torsiune de calcul al pinionului.

• Fortele tangentiale Ft1,2

=>

• Fortele radiale Fr1,2

• Fortele axiale Fa1,2

• Forta normala pe flancul dintelui Fn1,2

46

7/11/2019 69F87d01


2.4.4 Alegerea lubrifiantului si a sistemului de ungere a angrenajelor

cilindrice cu dinti inclinati

Pentru stabilirea conditiilor de ungere, angrenajul cilindric cu dinti inclinati se echivaleaza, cu unangrenaj cilindric cu dinti drepti, cu roti echivalente. Alegerea lubrifiantului si a sistemului de ungere,necesare angrenajului cilindric cu dinti inclinati, se realizeaza in mod similar ca la angrenajele cilindrice

cu dinti drepti.Pentru transmisiile deschise cu viteze periferice mai mici de 1m/s se utilizeaza ca lubrifianti

unsorile consistente de uz general (U70, U85, U100, STAS 562-86), iar pentru transmisii mari sefolosesc unsori aditivate cu grafit (U100 + 15% grafit colloidal).Unsorile pot fi utilizate pana la viteze periferice de 4 m/s insa cu abundenta de lubrifiant.

Vascozitatea cinematica a uleiului necesar ungerii angrenajelor cilindrice si conice, se detrminain functie de parametrul filmului de ulei xu.

Duritatii Rockwell DF= 55 HRC, pe care am ales-o la inceput, ii corespunde o duritate VickersDF= 580 HVAm stabilit σH = 1140 MPa

- vtw se determina cu relatia:

Am ales uleiul TIN 300EP-mediu aditivat-ungerea prin imersiune

In functie de parametrul filmului de ulei xu si de conditiile de functionare ale angrenajului sestabileste vascozitatea cinematica a uleiului necesar ungerii angrenajului cilindric.

Vascozitatea cinematica a uleiului la temperatura de 50°C este :ν50

° = 30 cSt. Astfel uleiul de transmisie este T90 , acesta aflandu-se intr-un mediu neaditivat.Ungerea prin imersiune (cufundare) este posibila pentru turatii inferioare turatiei limita nlim. ( n ≤

nlim)

unde: - z reprezinta numarul de dinti ai rotii dintate imersate in ulei (roata condusa z2 )Rugozitatea flancurilor R a am stabilit-o R a = 0.6 μm. Avand in vedere relatia dintre R z si R a : R z = 1,2

R a , am stabilit ca R z1 = R z2 = 1,2 0.6 = 0,72 μm.

47

7/11/2019 69F87d01


Se estimeaza temperature medie de functionare tm = 55…75°C; dependenta vascozitatii detemperature, la uleiurile de transmisii, este de forma:

lg [lg ( νt + 0.6)] = A – B lg(273 + t)

Pentru uleiurile minerale de transmisii A= 8.71 , iar constanta B se va determina din relatia demai sus pentru fiecare ulei cunoscand ν50° la temperatura de 50° C.

Roata introdusa in baia de ulei se cufunda corespunzator unui unghi optim δu [radiani] pentru oracier si ungere eficienta.

- pentru uleiurile minerale de transmisii a = 0.08 mm2 /s

Stiind aceste date putem calcula nlim .

Conditia este indeplinita n ≤ nlim. .Adancimea de imersare hu trebuie sa fie mai mare sau la limita egala cu inaltimea dintelui si se

determina folosind relatia urmatoare, unde da este diametrul de cap al rotii imersate in ulei (da2).

2.4.5 Verificarea de rezistenta a danturii angrenajului cilindric cu

dinti inclinati

a)Verificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui Tensiunea de incovoiere de la piciorul dintelui se determina cu relatia :

48

7/11/2019 69F87d01


49

7/11/2019 69F87d01


50

7/11/2019 69F87d01


b) Verificarea solicitarii statice de incovoiere a piciorului dintelui la incarcarea

maximaCalculul urmareste evitarea deformatilor plastice ale dintilor, respectiv ruperea fragila prin soc a

danturilor durificate. Tensiunea maxima de incovoiere a piciorului dintelui este data de relatia:

σFst1,2 ≤ σFPst1,2

K Amax = 2max =Mtp

pMt

σr = (0.8…..0.9) R m ;R m (rezistenta la rupere ) = 640 MPa => σr = 0.8 620 = 496 MPa sFPst = 2

Cu aceste date putem calcula:

σFst1 = 158*2/1,25 = 252,8 MPa

σFst2 = 164*2/1,25 = 262,4 MPa

σFst1 ≤ σFPst1 (Adevarat)σFst2 ≤ σFPst2 (Adevarat)

51

7/11/2019 69F87d01


c) Verificarea la presiune hertiana in cazul solicitarii la oboseala a flancurilor

dintilor (verificare la pitting) Tensiunea hertziana de contact de pe flancul dintilor aflati in angrenare se determina in punctul

de tangenta al cercurilor de rostogolire ( polul angrenarii).

σH ≤ σHP1,2

unde: - ZM = 189.8 MPa- ZH se determina dupa relatia:

= 33,297,2215.20cos

10cos2=

tg

- Zε se calculeaza cu relatia :

= ( ) 76,074,1

813,0

813,013

74,14

=+−

−

- Zβ se determina:

Zβ = 99,010coscos ==β

- Am ales sHP = 1.15ZR = 1.1

ZW = 1

K HN =1 - ZL se determina cu relatia:

unde

Czl = 0,83 + 0,08 8962,0350

850114008,083,0

350

850lim=

−+=

− H σ

ZL = 0,8962+( )

0037,130/802,1

8962,014 =+−

- ZV se calculeaza astfel:

52

7/11/2019 69F87d01


Czv = 0,85+0,08 9162,0350

850114008,085,0

350

850lim=

−+=

− H σ

ZV 261,0166,4

168,0916,0 =+=

Celelalte elemente din relatie sunt explicate la punctul a).

Avand aceste date putem calcula :

σHP1,2 = 1140/1,25*0,6*1*1*1*1= 1520 MPa

σH = 189,8*2,338*0,76*0,99

20,105306,2

106,2

91,8045

5,112,119,125,1052,6467=

+

⋅

⋅⋅⋅⋅

MPa

σH < σHP1,2 (Adevarat).

d) Verificarea la solicitarea statica de contact a flancurilor dintilor Calculul are drept scop evitarea deformatiilor plastice ale flancurilor dintilor sau evitarea distrugerii

fragile a stratului durificat.Presiunea hertziana statica a flancurilor dintilor la incarcarea maxima se determina tot in punctual de

rostogolire:

σHst ≤ σHPst1,2

σHPst1,2 = 40*53 = 2120 MPa

σHst = 1053,20 168525,1

2= MPa

σHst ≤ σHPst1,2 (Adevarat)

2.4.6 Elemente privind constructia rotilor dintate cilindriceForma constructiva a rotilor dintate cilindrice cu dinti inclinati este identica cu cea a rotilor

dintate cilindrice cu dinti drepti.

Index morfologic

Proiectarea unui angrenaj cilindric exterior cu dinti inclinati53

7/11/2019 69F87d01


a12 – distanta dintre axe K H -factorul global al presiunii hertziene de contact. K A -factorul de utilizare Mtp –momentul de torsiune pe arboreal pinionului [Nmm] Ψd =b/d1 –raportul dintre latimea danturii si diametrul de divizare al pinionului. σH lim –rezistenta la pitting(presiunea hertziana limita la oboseala)

u- raportul numerelor de dinti mn - modulul normal al danturii K F – factorul global al tensiunii la piciorului dintelui. a12 – distanta dintre axe standardizata σF lim – rezistenta limita la rupere prin oboseala la piciorul dintelui β – unghiul de inclinare a dintilor rotilo dintate z1,2 – numarul de dinti ai celor doua roti h0a - inaltimea capului dintelui cremalierei de referinta; h0f - inaltimea piciorului dintelui cremalierei de referinta ; h0 - inaltimea dintelui cremalierei de refrinta ;

c0 - jocul la piciorul dintelui cremalierei de referinta ; p0 – pasul cremalierei de referinta ; e0 =s0 – grosimea golului= grosimea plinului dintelui cremalierei de referinta; α0= αn - unghiul profilului de referinta (unghiul de angrenare normal); h0a

* – coeficientul inaltimii capului de referinta; h0f

* –coeficientul inaltimii piciorului de referinta; c0

* – coeficientul jocului de referinta al piciorului dintelui; c0

*max – daca generarea danturii se face cu roata generatoare;

αt – unghiul profilului danturii αwt – unghiul de rostogolire xn1, xn2 – deplasarile specifice xsn – suma deplasarilor specifice mt – modulul frontal d1,2 – diametrele de divizare db1,2 – diametrele de baza dw1,2 – diametrele de rostogolire df1,2 – diametrele de picior da1,2 – diametrele de cap cn1,2 – jocurile la picior h1,2 – inaltimea dintilor αat1,2 – unghiul de presiune la capul dintelui sat1,2 – arcul dintelui pe cercul de cap b1,2 – latimea rotilor dl1,2 – diametrele inceputului profilului evolventic dA1,2 – diametrele cercurilor inceputului profilului active al flancurilor danturii εγ – gradul de acoperire total ε α - este gradul de acoperire al profilului in plan frontal ε β - este gradul de acoperire suplimentar datorat inclinarii dintilor WNn - lungimea peste N dinti sn – arcul dintelui pe cercul de divizare

54

7/11/2019 69F87d01


Ft – forta tangentiala Fr – forta radiala Fa – forta axiala Fn – forta normal ape flancul dintelui xu - parametrul filmului de ulei

DF - duritatea cea mai mica a celor doua flancuri de contact σH - este presiunea hertziana maxima in polul angrenarii

vtw -este viteza tangentiala din polul angrenarii δu -este unghiul de “ungere” R z1, R z2 -reprezinta rugozitatea celor doua flancuri in contact . νtm -este vascozitatea uleiului ales la temperatura medie de functionare

νt -este vascozitatea cinematica in [cSt] la temperatura t [°C] A,B -sunt constante ce depend de ulei.

a - difuzivitatea termica a uleiului hu – adancimea de imersare σF1,2 - tensiunea de incovoiere la oboseala la piciorul dintelui K V - factorul de utilizare

K Fα - factorul repartitiei frontale a sarcinii K Fβ - factorul de repartitie a sarcinii pe latimea danturii YF1,2 - factorul de forma al dintelui Yε - factorul gradului de acoperire Yβ - factorul inclinarii

σFP1,2 - tensiunea admisibila la oboseala prin incovoiere la piciorul dintelui σFlim1,2 - rezistenta limita de rupere prin oboseala la piciorul dintelui sFP - factor de siguranta la rupere prin oboseala la piciorul dintelui K FN - factorul numarului de cicluri de functionare YS - factorul concentratorului de tensiuni

YX - factorul de dimensiune K Amax - factorul de soc maxim σr - rezistenta de rupere statica prin incovoiere

sFPst - coeficientul de siguranta la solicitarea prin soc a piciorului dintelui ZM - factorul material ZH - factorul zonei de contact Zε - factorul gradului de acoperire

Zβ - factorul inclinarii dintilor K Hα - factorul repartitiei frontale K Hβ -factorul reprtitiei sarcinii pe latimea danturii

σHP1,2 - tensiunea hertziana admisibila la solicitarea de oboseala a flancurilor dintilor σHlim1,2 - rezistenta limita la oboseala superficiala de contact a flancurilor dintilor

sHP - factor de siguranta la pitting ZR1,2 - factorul rugozitatii flancurilor dintilor ZW - factorul raportului duritatii flancurilor dintilor

ZL - factorul influentei ungerii ZV - facorul influentei vitezei periferice a rotilor

K HN1,2 - factorul numarului de cicluri de functionare σHPst1,2 - presiunea hertiana statica admisibila a flancului dintelui

55

7/11/2019 69F87d01


2.5 Proiectarea arborilor si a componentelor de rezemare

a)Predimensionarea arborilor si alegerea capetelor de arbore

Arborii sunt solicitati datorita fortelor introduse de angrenaje si de transmisiile pe element circular,in special, la torsiune si incovoiere.Materialele recomandate sunt: Otelurile carbon pentru uz general (OL) Otelurile carbon de calitate (OLC) Oteluri aliate pentru piese tratate termic si termochimc (CrNi)

Materialul arborelui este acelasi cu cel folosit de angranaj.Predimensionarea arborelui se face la torsiune, elemental cunoscut fiind momentul de torsiune (Mt).Se admit valori mici ale tensiunii admisibile de torsiune τat= 15…30 MPa.d= (16Mt/ π∙τat )1/3

d=42 mm= dca

b)Alegerea rulmentilor, elementelor de etansare si stabilirea preliminara a formei

constructive a arborilor

Desi rulmentii sunt variati ca si constructie, o alegere a lor convenabila este dificila, tocmai de-aceea lagarele cu rostogolire cu rulmenti constituie raspunsul in domeniul constructiei de masini,datorita pretului de fabricatie scazut, pierderilor reduse prin frecare, ungere simpla, randamentridicat, gabarit axial mai mic.Rulmentii:

Radiali cu bile sau role cilindrice Radiali cu bile cu cale de rulare adanca sau axiali cu bile pe un rand Radiali axiali cu role conice sau rulmenti oscilanti cu role butoi Radiali cu bile

sunt alesi in functie de: Natura ,marimea si directia fortelor produse de rotile angranjelor si a elementelor flexibile Turatia de functionare Deformatii si dilatari axiale Montare si demontare usoara

dr= dca + 2…8 mm

Rezultatul trebuie sa fie divizibil cu 5, deci alegerea intervalului o vom face la 5mm.dr = 42 + 8 = 50 mm

Montajul rulmentilorSolutia trebuie sa permita preluarea sarcinilor radiale – axiale si reglajul pozitiei lor fata de carcasa. Rulmentii radiali cu bile, ce preiau sarcini radiale → se monteaza “flotant” pe arbore Rulmentii radiali cu bile, ce preiau sarcini radiale si axiale → se monteaza in sistemul

“rulment conducator” si “rulment liber”.

56

7/11/2019 69F87d01


Exemplu de rulment radial cu bile

Elemente pentru proiectarea rulmentilor radiali cu bile(STAS 3041-80, STAS 6003-75, STAS 7160-82,STAS 6671-77)Am utilizat Rulment 6310 STAS 3041-80 care are urmatoarele elemente:dr = 50 mm, D = 110 mm, B = 27 mm, r = 3 mm, C = 48 kN, C0 = 36,5 kN, d1r = 62 mm, r 1= 2 mm

c)Alegerea sistemului de etansare

Etansarea se refera la: Durata de functionare normala a rulmentilor prin mentinerea lubrifiantului in zona de

ungere Evitarea patrunderii impuritatilor si umiditatii in carcasa

Solutiile sunt conditionate de: Lubrifiant Conditiile de mediu Viteza periferica a arborelui Temperatura de lucru

In cazul etansarii arbore-reductor se recomanda: Inele “O”→ etansare intre capace si carcasa Mansete de rotatie (simmeringuri)→intre arbore si capac Etansare cu inele de pasla → situatii nepretentioase

)(107050 simmering mmhmm Dmmd et et et ==>==>=

b1=50mm (latimea pinionului)d1=80.91mmdf1=70.95mmda1=89.49mmAlegem pana TIP C b x h x l

10 x 8 x 22…110

d)Stabilirea formei constructive a arborelui

57

7/11/2019 69F87d01


E functie de diametrul capatului de arbore si geometria elementelor de masini( rulmenti, roti dintate,roti de curea, mansete de rotatie, flanse, semicuple)La rulmenti reactiunile sunt aplicate in centrele de presiune ale rulmentilor.

e)Alegerea si verificarea asamblarilor dintre arbore si elemente asamblate pe arbore

Asamblarea rotilor dintate a rotilor de curea si de lant se realizeaza prin:a. Pene paralele, pene disc

b. Caneluric. Strangere proprie

Verificarea penelor paralele consta in determinarea tensiunilor efective de strivire (σs) si de forfecare(τf ) si compararea acestora cu eforturile admisibile σas,τaf :

σs= 4MtII/h∙lc∙dca≤σas= 100…200 [MPa]

= 4∙261624/ 8∙65∙42 ≤ 100= 47.91 MPa ≤100

facem trimitere la pag 127 la anexa 2.16 tabelul “Dimensiuni pentru pana si canale”, dimensiunea ceamai mica,astfel:

lc= l – b/2 = 70 – 10/2 = 65 mm (STAS)

τf = 2Mt/ b∙l∙dca ≤ τaf = 60…80[MPa]= 2∙261624/10∙70∙42= 17.79 MPa ≤ 60

facem trimitere la: lc= l-b pentru pene paralele forma A (cu capete rotunjite) lc= l pentru pene paralele forma B (cu capete drepte) lc=l – b/2 pentru pene paralele forma C (cu un singur capat rotunjit) => 10 x 8 x 70

alegem varianta optima si cea mai simpla, pene paralele forma C (cu un singur capat rotunjit): lc=l –

b/2 , deoarece rezista la strivire si forfecare.

f)Stabilirea distantei dintre reazeme, calculul reactiunilor si trasarea diagramelor de

momente

Pentru determinarea reactiunilor si construirea diagramei de momente este necesara cunoastereadistantei dintre reazeme, pozitia rotilor de curea, de lant, a cuplajelor.In cazul reductoarelor cilindrice intr-o treapta, distanta dintre reazeme se recomanda la valori de:

l ≈ LB + 2X + B + 6…12 mm = 50+14+27+9 =100mm

LB=(0.8…1.5)∙dR =1∙50=50mmX=5…10=7mmB=27mm

Pentru un rezultat bun, e necesar sa cunoastem: latimea carcasei subansamblului arbore reductor sau reductorului de turatie in zona de montaj a

rulmentilor (w) distanta minima dintre roata de curea (lant) si reazem (f).

facem trimitere la pag.84 la tabelul 2.62 si observam incadrarea,prin urmare:

58

7/11/2019 69F87d01


f = 73 mmDistanta dintre reazeme poaate fi masurata pe subansamblul arbore-reductor,facand trimitere la anexa2.17 si 2.18, astfel: a = 78 mm

b = 73 mmCunoscand fortele, pentru calculul reactiunilor, le descompunem pe doua planuri:

orizontal X-X vertical Y-Y

In figura ce urmeaza, sunt indicate transmisia,reactiunile si diagramele de momente pentru arborele IISunt desfasurate → doua componente radiale:

Frc – in plan vertical Ftc – in plan orizontal

→ o reactiune R tc – introdusa de arborele de intrare→ un cuplaj C ,care antreneaza masina de lucru ML – la iesire

Angrenajul produce forte: Radiala Fr

Axiala Fa

Tangentiala Ft

Ecuatii de echilibru:

∑ ( Mi,y)B = 0Frc (a+b+f) – R ay(a+b) + Fa1 (d1/2) + Fr1 b = 0

59

7/11/2019 69F87d01


∑ ( Mi,y)A = 0Frc*f + Fa1 *d1/2 – Fr1*a + R By(a+b) =0

∑ ( Mi,x)B = 0Ftc (a+b+f) - R Ax (a+b) + Ft1 b =0

∑ (Mi,y)A = 0

Ftcf – Ft1a + R Bx(a+b) = 0

Frc = Fa = 4100 NFa1= 1140,31 NFr1 = 2373 NFt1 = 6467 N

Din datele reductor avem d1= 80.91 mmRezolvam ecuatiile de mai sus, urmarind prin rezultatul lor, calcularea reactiunilor radiale din reazeme.

Ma = Fa∙d1/2

= 4100∙80.91/2= 165865.5 NmmFrc - R Ay + Fr1 - R By = 0 4100 - R Ay + 2373 - R By = 0 R Ay + R By = 6473 N

ΣMA = 0: Frc∙96 - Fr1∙53 + R By∙106 – Ma=04100∙96-2373∙53+ R By ∙1066-165845=0 =>R By = 206,19 N

ΣMB = 0: Frc∙202-R Ay∙106+ Fr1∙53–Ma=0 4100∙202- R Ay∙106+2373∙53-165845=0 =>R Ay = 6391,57 N

- R Ax + Ft1 - R Bx = 0 => R Ax + R Bx = -6467 N

ΣMA = 0: - Ft1∙53 + R Bx∙106 = 0 -6467∙53 + R Bx∙106 = 0 => R Bx = 3233,5 N

ΣMB = 0: - R Ax∙106 + Ft1∙53 = 0 => R Ax = 3233,5 N

R A= N R R AY AX

365.802522 =+

R B= N R R BY BX

606.337322 =+

g)Verificarea rulmentilor

Neutilizarea rulmentilor are la baza, in principal, pittingul, care poarta si numele de obosealasuperficiala.Calculul de verificare a rulmentilor are la baza durata de functionare (Lh), comparata cu durataadmisibila (Lha), fiind necesar sa parcurgem etapele: Stabilirea solutiei de montare Stabilirea fortelor axiale/ radiale Stabilirea fortei echivalente Determinarea durabilitatii Etansare si lubrifianti de ungere

60

7/11/2019 69F87d01


Facand apel la calculele reactiunilor precedente, calculam sarcina dinamica echivalenta:

P = XR +YFa

In functie de felul rulmentilor: Radiali cu bile Radiali axiali

Montajul rulmentilor e de doua feluri: Rulment conducator- rulment liber si flotant Realizare in “X” si “O”

Netinand cont exclusiv de varianta, determinam raportul :

Fa1/ C0 = 1140/0.00365 = 0,031

e = 0,22

- Daca Fa/R ≤e atunci: X=1Y=0

- Daca Fa/R >e atunci X= 0,56Y din STAS

Facem trimitere la pag.115, unde functie de tipul rulmentului “radial cu bile” aproximam raportuldupa STAS la 0,028.Deci, rezulta: Fa/R =1140.31/8025.365=0.142 ≤ e => X=1

Y=0Aceste valori le introducem in formula de mai sus, adaptata diagramelor cazului nostru:PA,B = Xa,B R A,B + YA,B Fa A,B = XR A,B

PA = XR A = 1∙8025.365+0∙4100 = 7230,16 NPB = XR B = 1∙3373.606 = 3386,08 N

Rulmentului cu sarcina echivalenta cea mai mare i se atribuie durabilitatea, functie de capacitatea sadinamica (C),astfel:L= (C/P)p

alegem p=3, functie de tipul rulmentului nostru, radial cu bile.

Avem doua reazeme, A si B, deci vor decurege logic, doua ecuatii:

LA =(48000/8025.365)3 = 213.958 [mil rot]LB =(48000/3373.606)3 = 2880319 [mil rot]

Functie de durabilitatea efectiva, aflam durabilitatea efectiva de functionare:

Lh = L∙106/60∙nII

LhA = LA∙106/60∙nII = 213.958∙106 /60∙500 = 7131.93 oreLhB = LB∙106/60∙nII = 2880.319∙106 /60∙500 = 96010.63 ore

61

7/11/2019 69F87d01


Proiectantul trebuie sa insiste conform calculelor, asupra celui mai imbucurator rezultat care sacuprinda: Ajustajul rulment – carcasa / rulment – arbore ( cinci clase, una normala si patru precise) Racirea, ungerea – recomdat ulei mineral, etansarea lagarelor rulmentului (sa previna

disfunctionalitatea – protectie impotriva umezelii, evacurea caldurii generate prin frecare - prin diferite modalitati)

Ca si finalitate, rulmentul ales trebuie sa faca parte din prima clasa de functionare.

h)Verificarea, definitivarea constructiva a arborilor si alegerea ajustajelor - Verificarea la solicitare compusaσech x-x = M ie x-x / Wi x-x ≤ σ ai

Miex-x = √Miex-x2 + Miyx-x

2

MieA = √MixA2 + MiyA

2 = 954867.16 NmmMie2 = √Mie2

2 + Miy22 = 420355 Nmm

Wi = π∙d13 / 32 = 81,743∙π /32 = 52000.37 mm3

σechivA = 954867.17 / 52000.37 = 18.36 ≤ 120 MPaσechiv2 = 420355 / 52000.37 = 8.08 ≤ 120 MPa

- Verificarea la solicitari variabile (oboseala)c = cσ ∙ cτ / √(cσ

2 + cτ2)

cσ = 1/[(βKσ/εσ∙γ)∙(σv/σ-1)+(σm/σcr )] == 1/[(2/0,75∙0,75)∙(4,6/283,8)+0] == 17,60

cτ = 1/[(βKτ/ετ∙γ)∙(τv/τ-1)+(τm/τcr )] == 1/[(1,65/0,75∙0,75)∙(0,125/156,09)+(0,125/93,654) =

= 271,44

2.6 Proiectarea cuplajelor permanente

Cuplajul optim depinde de datele de proiectare:

Momentul de torsiune Pozitia arborilor Caracteristicile momentelor de inertie si a modulului de variatie al vitezei unghiulare Mediul ambiant

Asamblarea prin: pene paralele, caneluri, stifturi Gabarit admis

Cuplaj: Elastic cu bolturi Cu flanse Cardanic

In cazul nostru, conform calculelor si concluziilor, e adaptabil cuplajul cu flanse.

62

7/11/2019 69F87d01


Dimensiunea cuplajului se alege functie de momentul de torsiune de calcul (Mtc)functie de coeficientul de suprasarcina (cs).

Mtc = cs * Mt ≤ Mtn

cs apartine intervalului impus cs = (1,1…1,5)alegem cs = 1.1facem trimitere la anexa 2.24 pag 138 si alegem Mtn = 390 Nm

Mtc= csMtIII Rezultat din calculele anterioare, MtIII = 531179,62 NmmDeci, Mtc=1,1∙531179.62 = 584297.58 Nmm = 584.297 Nm

Cuplajul cu flanse cuprinde, teoretic notat: Denumirea cuplajului Marimea cuplajului + o linie orizontala/ linie oblica Diametre nominale Numarul standardului

In cazul nostru: Cuplaj CFO 7 - 42 STAS 769-73.Se recomanda, desi standardul nu prevede verificarea elementelor de legatura ale cuplajului in timpulfunctionarii: verificarea suruburilor de pasuire la forfecare si la strivire.Tensiunea de forfecare a suruburilor este data de relatia: τf =F1/ As = 4F1/ πd2

2 ≤ τaf = 50…80 MPafacem trimitere la anexa 2.24 pag 138 si alegem elementele corespunzatoare momentului nominal detorsiune ales :

is = 3D1 = 105mmd2 = 11 mml1 = 16mm

Pentru a calcula relatia de mai sus ne folosim de relatia:F1 = 2Mtc/ D1∙is = 2∙584297.58 / 105∙3 = 3709.82 N

τf = 4∙3709.82 / π∙112 = 39.03 MPa ≤ τaf

Verificarea suruburilor la strivire se realizeaza pe suprafata cea mai mica cu lungimea de contactminima:

pm = F1/ Amin = F1 / d2∙lcmin ≤ pma = 80…120MPalcmin= (1/2….2/3)l1 = 1/2 ∙16 = 8mm pm = 3709.82 / 11∙8= 42.15 MPa ≤ pma

Deoarece conditiile impuse sunt indeplinite marimea cuplajului aleasa este corecta si toate elementelegeometrice ale cuplajului corespund conditiilor reale de functionare.

Cea mai mare parte a arborilor se prelucreaza prin strunjire cu prindere intre varfuri.

63

7/11/2019 69F87d01


Intocmirea desenelor

Desenul de subansambluPe baza rezultatelor obtinute prin calcul si a indicatiilor date in memorial tehnic de calcul

precum si in anexe (2.17, 2.18) se intocmeste desenul subansamblului arbore intrare in

reductor.

Desene de executieDin desenul de subansamblu si pe baza calculelor de proiectare ale rotilor de curea (trapezoidala

si dintata) rotilor de lant si a arborilor se extrag si deseneaza desenele de executie pentru: roata decurea trapezoidala , roata de curea dintata, roata de lant, roata dintata, arborele subansamblului.

In realizarea ansamblului arbore-roata de curea trapezoidala am folosit o pana paralela detip B 8x18 (STAS 1004-81)- anexa 2.16 pag 127

Nota explicativa :Toate anexele si extrasele din STAS la care se face trimitere sau referire in cadrul acestui proiect se

gasesc in sursa bibliografica reprezentata deIndrumarul de proiectare: Componente mecanice ale sistemelor biotehnice

- Dr. ing. ILIE FILIP – editura BREN

BUCURESTI 2007

Index morfologic

Proiectarea arborilor si a componentelor de rezemare

Mt = momentul de torsiune nominal transmis de arbore

τat = tensiune admisibila de torsiune

d = diametrul arborelui predimensionat la torsiune

dca = diametrul capatului de arbore dr = diametrul arborelui in zona unde se afla fixat rulmentul pe arbore

det = diametrul arborelui pe care lucreaza manseta de rotatie

B = latimea rulmentului radial

a = cota in functie de care se dau pozitiile centrelor de presiune

dR = diametrul arborelui in sectiunea de montare a rotii dintate

64

7/11/2019 69F87d01


df = diametrul de picior

LB = latimea butucului rotii dintate egala cu latimea danturii rotii dintate

LC = latimea capacitatii de arbore

σs = tensiunea efectiva de strivire

τf = tensiunea efectiva de forfecare

σas = efort admisibil la strivire

τaf = efort admisibil la forfecare

h, b = dimensiunile sectiunii penei paralele (standardizate)

lc = lungimea de contact a penei cu butucul

l = lungimea

x = luftul dintre butucul rotilor dintate si peretele interior al carcasei

reductorului

w = latimea carcasei subansamblului arbore reductor

f = distanta minima dintre roata de curea si reazem

R te = reactiunea transmisie cu lant sau curea

Fre = componente radiale in plan vertical

Fte = componente radiale in plan orizontal

C = cuplaj

ML = masina de lucru

Fr = forta radiala

Fa = forta admisibila

Ft = forta tangentiala

L = durabilitatea (calculata in numar de rotatii efectuate pana la aparitia primelor semne de

oboseala)

Lha = durata admisibila

Lh = durata de functionare

X = coeficientul fortei radiale

Y = coeficientul fortei axiale

i = numarul de randuri de bile

C = capacitatea dinamica a rulmentului

C0 = capacitatea statica de incarcare a rulmentului

Fa = forta axiala65

7/11/2019 69F87d01


e = marimea pe baza careia facem compararea raportului Fa / C0.

P = sarcina dinamica echivalenta

R = reactiuni insumate radial si axial

p = exponent rulment cu bile

cs = coeficient de suprasarcina (de servici)

Mtc = moment de torsiune de calcul

Mt = moment de torsiune nominal transmis prin arborele respective

F1 = forta tangentiala pe un surub

D1 = diametrul de montaj al suruburilor

iS = numarul de suruburi

d2 = diametrul tijei surubului de pasuire

σechx-x = tensiunea echivalenta in sectiune x-x

Wix-x = modulul de rezistenta la incovoiere al sectiunii x-x a arborelui cu moment deincovoiere echivalent Mix-x

σaiIII = rezistenta admisibila la incovoiere pentru ciclul alternant simetric

Mie X-X = momentul de incovoiere echivalent

MiAx = momentul de incovoiere in reazemul A

MtA = momentul de torsiune in reazemul A

dr = diametrul rulmentului

df = diametrul de picior

c = coeficientul de siguranta global

cσ , cτ = coeficinetul de siguranta la solicitarea de incovoiere si torsiune

k σ , k τ = coeficientii concentratorului de tensiune,depind de forma si tipul concentratorului side natura solicitarii

εσ , ετ = coeficienti dimensionali

γ= coeficient de calitate a suprafetei

σmax , σmin , τmax , τmin = tensiunile maxime si minime ce apara in sectiunea orizontala X-X, caurmare a variatiei in timp a momentelor de incovoiere si torsiune

σm , τm= tensiuni medii ale ciclului de solicitare a tensiunilor

σ-1 , τ-1 = tensiunile la oboseala pentru ciclul alternant simentric

σcr , τcr = tensiunea critica ( de curgere) a materialului

66

7/11/2019 69F87d01


69F87d01

Documents

Transcript of 69F87d01