Minireductor de turatie cu 2 trepte de reducere

UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTI FACULTATEA DE ING MECANICA SI MECATRONICA

PROIECT

MINIREDUCTOR DE TURATIE CU DOUA TREPTE DE REDUCERE

GRUPA 533 B, ANUL 3

Cuprins:

Tema proiectului1. Schema de principiu a minireductorului2. Caracterizarea transmisiei mecanice3. Stabilirea raportului de transitere pe trepte si a distantei

intre axe4. Calculul treptelor de angrenare5. Calculul turatiilor, al vitezelor unghiulare, al puterilor si al

momentelor6. Calculul fortelor de angrenare7. Calculul latimii rotilor8. Calculul de rezistenta al danturii9. Dimensionarea arborilor si alegerea rulmentilor10. Calculul cuplajului limitator si al arcului elicoidal11. Dificultati de proiectare

Tema proiectului:

Sa se proiecteze un minireductor de turatie cu 2 trepte de reducere, cu doua roti dintate cilindrice cu dinti drepti, avand caracteristicile:

- Modulul rotilor dintate pe prima treapta mm;

- Raportul de transmitere total it=20;

- Puterea la arborele de intrare Pi=28W;

- Turatia arborelui de intrare ni=1750 rot/min;

- Minireductorul va fi prevazut cu un cuplaj limitator de frictiune.

DESEN REDUCTOR

(1) (19)- cuplaj elastic; (2)- arbore intrare; (3) (3') (7) (9) (13) (13') (14) (18)- rulmenti radiali cu bile; (4)- pinion dintat (zi) solidar cu arborele; (5)- roata dintată cu dint, drepti (z2); (6)arbore intermediar; (8)- pinion dintat (z3) solida cu arborele; (10)- roata dintată cu dinti drepti (z4); (11)- ambreiaj prin frictiune (cuplaj limitator de sarcină); (12)- arbore igire; (15)- arc elicoldal cilindric de compresiune; (16)- piulita pentru reglajul fortei exercitate de arcul (15); (17)- şurub solidar cu ambreiajul (11).

Miscarea de rotatie este preluata de la motorul electric (ME) prin intermediul unui cuplaj (1) de catre arborele de intrare (2). Solidar cu acesta se afla pinionul z1(5) care angreneaza cu roata dintata z2 (6). Odata cu aceasta se roteste si arborele intermediar (7) si pinionul z3 (10) care angreneaza cu roata dintata z4 (11). Pe aceasta se cupleaza prin frictiune un ambreiaj (9). Sistemul limitator de sarcina al ambreiajului este compus din arc elicoidal (14), surub (15), piulita (16). Prin intermediul ambreiajului miscarea de rotatie se transmite arborelui de iesire (19) si prin intermediul unui alt cuplaj (20) dispozitivului de lucru (DL). Toti arborii se sprijina pe rulmenti radiali(3, 12, 18), iar minireductorul este inchis intr-o carcasa (8) prevazuta cu un capac (4) si cu o caseta pentru accesul la piulita (17).

TRANSMISIII MECANICE

Transmisia mecanica este un ansamblu tehnic ce are in compunere mai multe organe de masini simple, compuse sau complexe organizate in diferite variante constructive, cu rolul principal de a transmite energia mecanica prin transformarea miscarii si a momentului de rasucire transmis.

Transmisia mecanica este formata din motorul electric (ME), tranmisia prin curele trapezoidale (TCT), reductorul cu roti dintate (R), cuplajul elastic (CE) si masina de lucru (ML). Cuplajele sunt organe de masini care asigura legatura si transferul de energie mecanica intre doua elemente consecutive, obisnuit coaxiale, ale unui lant cinematic, fara a avea posibilitatea modificarii legii de miscare. Pe langa functia importanta de transmitere a miscarii si a momentului de torsiune, cuplajele mai pot indeplini urmatoarele functii: comanda a miscarii; compensare a erorilor de executie si montaj; amortizare a socurilor si vibratiilor; limitare a unor parametrii functionali. Caracteristica comuna a cuplajelor permanente mobile cu elemente intermediare elastice este aceea ca au in compunere un element elastic (metalic sau nemetalic) care determina proprietatile si calculul de proiectare al cuplajului. Ele sunt denumite cuplaje elastice si permit montarea arborilor cu abateri de la pozitia reciproca si rotirea relativa a semicuplajelor. Rolul pricipal al cuplajelor elastice consta in limitarea vibratiilor de rezonanta si atenuarea socurilor torsionale prin acumularea elastica temporara a lucrului mecanic si redarea acestuia sistemului prin revenirea treptata a elementului elastic la forma si pozitia inititala. Cuplajul este privit ca un element elastic cu amortizare interpus intre masina motoare si masina de lucru. Rigiditatea cuplajului reprezinta variatia momentului de torsiune in functie de unghiul de rotire, iar amortizarea cuplajului caracterizeaza dependenta momentului de torsiune de viteza de deformare. Aceasta transmisie este o transmisie cu roti dintate, denumita si angrenaj, este mecanismul format din doua sau mai multe roti dintate aflate in angrenare. Angrenajul asigura, datorita danturii rotilor, o transmitere prin forma si cu raport de transmitere constant a miscariii de rotatie si a momentului de torsiune intre doi arbori necoaxiali, realizandu-se in general o modificare a momentului de torsiune si a turatiei. Angrenajele sunt cele mai folostite transmisii mecanice datorita avantajelor semnificative pe care le prezinta: siguranta si durabilitate mare, randament ridicat, gabarit redus. Ca dezavantaje se pot retine urmatoarele: tehnologie complicata, cost mare, zgomot si vibratii in functionare. Angrenajul cilindric exterior cu dinti inclinati este un angernaj ce se compune din doua roti cilindrie cu dantura exterioara inclinata. Cele doua roti cilindrice cu dinti inclinati au unghiul de inclinare de divizare al dintelui fata de axa rotii de aceeasi valoare, dar cu sens de inclinare invers. La angrenajul cu dinti inclinati angrenarea incepe la un colt al piciorului rotii motoare ca apoi linia de contact, care este inclinata cu un unghi de inclinare sa

creasca in deplasare spre varful dintelui. Dupa o valoare maxima, scade iar, si in final, iesirea din angrenare se porduce la un colt al capatului dintelui. Se produce astfel o intare si iesire treptata din angrenare. La transmisiile prin curele trapezoidale, fetele de lucru ale curelei sunt flancurile laterale, asigurand prin pozitie o capacitate portanta superioara si o incarcare pe arbori mai mica. Aceste avantaje apar pe seama cresterii aparente a coeficientului de frecare, dar, in acelasi timp, valorile pentru raportul „h/D” si alunecarile relative mai mari pe suprafetele de lucru influentaza negativ durabilitatea. Transmisiile prin curele trapezoidale au arborii paraleli; rar se intalnesc si transmisii semi-incrucisate sau incrucisate. Cureaua trapeoidala cuprinde in sectiune straturi din tesatura de bumbac sau snururi din fire de cord, ca element de rezistenta la uzura

Stabilirea raportului de transmitere pe trepte a distantei dintre axe

Se recomanda ca raportul de transmitere pe o treapta sa fie intre 2 si 7.it=i12*i34

Se recomanda i12=i34 => . Daca nu se afla intre 2 si 7 se creste numarul de trepte si respectiv gradul radicalului cu o unitate si asa mai departe.

Se cere ca eroarea sa fie fie de maxim 3%.

si trebuie sa fie sub 3%

Prima treapta a reductorului:

Raportul de transmitere:

z1=16 z2=90 i12=z2/z1 i12=4.47

Raportul de angrenare

u12=z2/z1 u12=4.47

Distanta dintre axe:

= 0.3*106=31.8

Coeficientul de modificare a distantei dintre axe:

= 0.0039

Unghiul de angrenare

= arccos (0.9338)= 20.96

Coeficientii de deplasare:

= 0.3411

min

min*0

1 z

zzhx a

0.1705

=0.1705 Diametrele de divizare:

Diametrele de rostogolire:

Diametrele de picior:

Inaltimea dintilor:

Diametrele de cap:

Scurtarea capului dintelui:

=-0.124

Diametrele cercurilor de baza:

Unghiul de presiune la cap:

Arcul de divizare al dintelui:

Ascutirea dintilor:

Gradul de acoperire:

Unghiul de presiune in punctele de inceput si sfarsit al angrenarii:

Interferenta (diametrul de inceput evolventric activ):

Alunecarea specifica:

Treapta de precizie:7Ajustaj:CNumar de dinti peste care se masoara:N1=2;N2=10Cota peste dinti nomonala Wn=2.87;Wn=17.702Abaterile admise ale cotei peste dinti(Ab. Super/Ab. Infer) pentru roata 1: -0.039/-0.053;pentru roata 2:-0.056/-0.075

A doua treapta a reductorului:

Raportul de transmitere:

z1=17 z2=61 i34=z4/z3 i12=3.58

Raportul de angrenare

u34=z4/z3 u12=3.58

Distanta dintre axe:

= 0.4*78=31.2

Coeficientul de modificare a distantei dintre axe:

= 0.0039

Unghiul de angrenare

= arccos (0.9160)= 23.62

Coeficientii de deplasare:

= 1.0892

min

min*0

1 z

zzhx a

0.5446

=0.5446

Diametrele de divizare:

Diametrele de rostogolire:

Diametrele de picior:

Inaltimea dintilor:

Diametrele de cap:

Scurtarea capului dintelui:

=-0.124

Diametrele cercurilor de baza:

Unghiul de presiune la cap:

Arcul de divizare al dintelui:

Ascutirea dintilor:

Gradul de acoperire:

Unghiul de presiune in punctele de inceput si sfarsit al angrenarii:

Interferenta (diametrul de inceput evolventric activ):

Alunecarea specifica:

Treapta de precizie:7

Ajustaj:CNumar de dinti peste care se masoara:N1=2;N2=7Cota peste dinti nomonala Wn=4.043;Wn=16.376Abaterile admise ale cotei peste dinti(Ab. Super/Ab. Infer) pentru roata 1: -0.051/-0.068;pentru roata 2:-0.056/-0.075

Calculul turatiilor si vitezelor unghiulare pe trepte

CALCULUL VITEZELOR UNGHIULARE ,PUTERILOR SI AL MOMENTELOR DE TORSIUNE NOMINALE:

Pentru determinarea puterilor vom utiliza in calcule urmatoarele randamente:

- randamentul unui lagar cu rulmenti

- randamentul unui angrenaj

- randamentul unui cuplaj cu suprafete plane

Pentru a determina vitezele unghiulare ale celor trei arbori ne vom folosi de viteza unghiulara a arborelui de intrare

=183.25 rad/s

Puterea primita de arborele 1:

=27.72 W

Momentul de torsiune nominal al arborelui 1:

=0.151*1000=151

Viteza unghiulara primita de arborele 2 prin intermediul rotii 2 va fi:

=32.5 rad/s

Puterea transmisa de roata 2 arborelui 2 va fi in acest caz:

=27.72*0.97=26.88 W

Arborele 2 va suporta un moment de torsiune egal cu:

=0.82*1000=820

Datorita lagarelor cu rulmenti puterea primita de roata 3 este:

=26.88*0.99=26.61

Astfel momentul transmis de roata 3 arborelui 3 va fi:

=0.81*1000=810

Viteza unghiulara a arborelui de iesire:

=9.05

Datorita angrenajului realizat cu roti dintate puterea preluata de roata 4 este:

=26.61*0.97=25.81 W

Momentul de torsiune primit de arborele 2 datorita rotii 4 va fi:

=2.85*1000=2850

=2.25*1000=2250

Puterea la iesire:

=25.81*0.99*0.8=20.44 W

CALCULUL COMPONENTELOR FORTEI DE ANGRENARE:

Componenta tangentiala a fortei normale pe dinte pentru roata 1 este:

=31.45

Componenta radiala a fortei normale pe dinte pentru roata 1 este:

=12.05


=30.37


=11.39


=119.11


=52.4


=116.8


=51.34

Fn1=Ft1/cosαw=31.45/0.933=33.7

Fn2=Ft2/cosαw=30.37/0.933=32.55

Fn3=Ft3/cosα=119.11/0.91=130.8

Fn4=Ft4/cosα=116.8/0.91=128.35

VERIFICAREA MODULULUI ROTILOR DINTATE LA REZISTENTA

Vitezele pt ce patru roti vor fi:

=183.25*9.6/1000=1.7592

=32.5*27=0.8775

=32.5*6.8/1000=0.221

=9.05*24.4/1000=0.2208

Se vor alege pentru cele doua trepte valorile coeficientului dynamic intern:

1.16

1.01

Factorul de forma al dintelui pentru fiecare roata va fi:

2.5

2.2 2.6

2.3

Factorul gradului de acoperire:

=1.09

=0.688

Factorul de repartitie longitudinala al sarcinii pe dinte va avea valoarea:

Factorul dinamic extern:

Materialul din care sunt confectionate rotile dintate este otel de uz general OLC 25(STAS 500/2-80).

Principalele caracteristici ale acestui tip de otel sunt:

Coeficientii de siguranta pentru rotile dintate sunt:

VERIFICAREA DANTURII LA INCOVOIERE PENTRU CELE PATRU ROTI:

=0.42

=0.32

=0.57

=0.49

PENTRU CA ROTILE SA FUNCTIONEZE IN CONDITII DE EXPLOATARE NORMALE TREBUIE SA FIEINDEPLINITE URMATOARELE CONDITII:

VERIFICAREA MODULULUI ROTILOR DINTATE LA OBOSEALA:

ALEGEM COEFICIENTUL LUI POISSON:

FACTORUL DE MATERIAL DEPENDENT DE COEFICIENTUL LUI POISSON SI MODULELE DE ELASTICITATE:

=268.113

FACTORUL PUNCTULUI DE ROSTOGOLIRE PENTRU CELE DOUA TREPTE:

=1.78

=1.63

FACTORUL GRADULUI DE ACOPERIRE PENTRU CELE DOUA TREPTE:

=0.76

=0.87

FACTORUL DE REPARTITIE LONGITUDINALA A SARCINII PE DINTE:

=1.12

=1.12

=1.3

=1.3

COEFICIENTUL DE SIGURANTA LA TENSIUNEA DE CONTACT VA FI:

MODULELE LA UZURA PENTRU CELE PATRU ROTI:

=0.34

=0.4

=0.55

=0.33

CALCULUL DE DIMENSIONARE AL ARBORILOR:

CALCULUL DE PREDIMENSIONARE AL ARBORILOR:

Se efectueaza o predimensionare a arborilor numai la solicitarea de torsiune, consideram:

SE VA OBTINE PENTRU CEI TREI ARBORI:

=1.82

=3.2

=4.8

DEOARECE ESTE NECESARA UTILIZAREA RULMENTILOR STANDARDIZATI ALEGEM:

CALCULUL DIMENSIUNILOR CUPLAJULUI

Alegem din catalogul firmei SKF rulmentul 623, cu dimensiunile: D=10mm, d=3mm, B=4mm.De asemenea, se considera ca material pentru arbore OL70 STAS 88-66, cu: σai=170N/mm2

Calculul de rezistenta pentru arborele I:

Fr1=12.05 NFt1=31.45 N

CALCULUL FORTELOR IN PLAN VERTICAL-V1+V2-Fr1=0∑M1=0 => 10V2-13Fr1=0 => V2=15.65 N∑M2=0 => 10V1-3Fr1=0 => V1=3.6 NVERIFICARE:V1+V2-Fr1=0 15.65-3.6-12.05 =0Miv MAX=36.15 Nmm

CALCULUL FORTELOR IN PLAN ORIZONTAL-H1+H2-Ft1=0∑M1=0 10H2-13Ft1=0 => H2=40.885 N∑M2=0 10H1-3.Ft1=0 => H1=9.435 NVERIFICARE:H1-H2-Ft1=0 40.885-9.435-31.45=0

MihMAX=94.35 Nmm σ e=Me/Wz Wz=π/32*d3 = 2.646 MiMAX=97.08 NmmMt=M1=90 NmmMe=107.07 Nmm σ e= 40.46 N/mm2 <σai=170N/mm2, in concluzie arborele rezista la incovoiere.

20 10 3

Miv

Mih

Mi

Mt

Me

36.15 Nmm

94.35 Nmm Nmm Nmm

97.08 Nmm90 Nmm

107.07 Nmm

90 Nmm Nmm Nmm m

Arborele II

Alegem din catalogul firmei SKF rulmentul 624, cu dimensiunile: D=13mm, d=4mm, B=5mm.De asemenea, se considera ca material pentru arbore OL70 STAS88-66, cu: σai=170N/mm2

Calculul de rezistenta pentru arborele II Fr2=11.39 N Fr3=52.4 NFt2=30.39 N Ft3=119.11 N

CALCULUL FORTELOR IN PLAN VERTICALV1+V2-Fr3-Fr2=0 V1+V2=65.59 N∑M1=0 => V2=43.91 N∑M2=0 => V1=21.68 NVERIFICARE:V1+V2=65.59 N Miv 2=151.76 Nmm Miv 3=307.37 Nmm

CALCULUL FORTELOR IN PLAN ORIZONTALH1+H2+Ft2-Ft3=0∑M1=0 => H2=104.3 N∑M2=0 => H1=45.2 NVERIFICARE:H1+H2=149.5 N

Mh2=317.1 Nmm Mh3=728 Nmm Mi2= 110.02 Nmm Mi3= 371.9 NmmMiMAX=371.9 NmmMt=M2=820 NmmMe2=267.7 Nmm Me3=396.51 Nmm σ e=Me/Wz Wz=π/32*d3 σ e= 77.44 N/mm2 < σat=170N/mm2, in concluzie arborele rezista la incovoiere.

7 12 7

Miv

Mih

Mi

Mt

Me

180.21 Nmm134.44 Nmm

296.04 Nmm

98.61 Nmm

270 Nmm

396.51 Nmm

267.7 Nmm

371.9 Nmm110.02 Nmm

Arborele III

Alegem din catalogul firmei SKF rulmentul 628, cu dimensiunile: D=13mm, d=6mm, B=5mm.De asemenea, se considera ca material pentru arbore OL70 STAS88-66, cu: σai=170N/mm2

Calculul de rezistenta pentru arborele IIIFr4=51.34 NFt4=116.8 NM4=2850

CALCULUL FORTELOR IN PLAN VERTICALV1-V2-Fr4=0∑M1=0 => 15V2-3Fr4=0 => V2=10.268 N∑M2=0 => 15V1-18Fr4=0 => V1=61.608 NVERIFICARE:V1-V2=51.34 NMiv MAX=110.12 Nmm

CALCULUL FORTELOR IN PLAN ORIZONTALH1-H2-Ft4=0∑M1=0 => H2=35.67 N∑M2=0 => H1=152.47 NVERIFICARE:H1-H2=116.8 N

MhMAX=247.91 NmmMi= 301.44 NmmMt=M4=2850 NmmMe=2901 Nmmσ e=Me/Wz Wz=π/32*d3 σ e= 54.57 N/mm2< σai=170N/mm2, in concluzie arborele rezista la incovoiere

3 15 20

Miv

Mih

Mi

Mt

Me

110.12 Nmm

247.91 Nmm

301.44 Nmm

2850 Nmm

2901 Nmm 2850 Nmm

Calculul cuplajului limitativ

Calculul dimensiunilor cuplajului

In concluzie, vom alege si

Coeficientul de frecare va fi μ=0,5

4.2 Calculul arcului elicoidal de compresiune

Rezistenta admisibila la torsiune pentru materialul ales (51 V Cr 11)

Alegem i=7

Dimensionam conform STAS 893-89: Diametrul mediu al arcului este: Diametrul exterior al arcului este: Diametrul interior al arcului este: Sageata maxima de lucru este

Numarul de spire active:

Se adopta n=8

Lungimea sarmei arcului:

DESCRIEREA CONSTRUCTIVA A REDUCTORULUI PROIECTAT

Proiectarea unui minireductor de turatie cu doua trepte de reducere a pornit de la datele initiale date prin tema proiectului,raportul de transmitere total fiind dat. S-a trecut la pasul urmator acela de a determina distanta dintre axele minireductorului care trebuie sa ia valori intre -0.5/0.5 fata de distanta STAS. Stiind ca raportul de transmitere si distanta dintre axe se calculeaza in functie de numarul de dinti al celor doua roti pe fiecare treapta de reducere s-au obtinut valorile. Cunoscand rapoartele de transmitere standardizate ,distanta STAS si pinioanele care in mod uzual iau valori intre 15 si 19 dinti,am aflat valorile rotilor dintate conduse. Din aceste valori am ales numarul de dinti pentru rotile dintate conduse astfel incat restul raportul dintre roata condusa si pinion sa nu fie zero. Acest calcul s-a realizat prin faptul ca la roata condusa au fost scazuti 1-2 dinti pentru prima treapta de reducere, iar pentru cea de-a doua treapta a fost adunati acelasi numar de dinti.

S-a trecut la calculul geometric al rotilor dintate pentru fiecare treapta de reducere. Acest calcul a implicat evitarea subtaierii prin deplasarea profilului rotilor,unde suma deplasarilor trebuia sa fie mai mica de 0.6mm. S-a avut in vedere si gradul de acoperire care ia valori intre 1-1.7,acest lucru s-a realizat prin modificarea deplasarilor de profil. Verificarea rotilor dintate la rezistenta si uzura a avut in vedere conditiile prin care valorile modulelor de rezistenta si uzura sa fie mai mici decat valorile modulelor pe fiecare treapta. Alculul geometric al arcului elicoidal de compresiune s-a facut tinand cont de diametrul arborelui de iesire si de forta din cuplajul limitativ ,astfel ca diametrul interior al arcului nu trebuie sa fie cu mult peste valoarea arborelui ceea ce implica alegerea indicelui arborelui in mod corespunzator.

ROTI DINTATE CILINDRICE

Există o mare varietate constructivă a formelor roţilor dinţate. Având la bază criteriul

economic (al unui consum redus de material şi al manoperei ieftine), dar influenţată

apreciabil şi de necesitatea satisfacerii cât mai complete a rolului funcţional, alegerea

formei constructive a roţilor dinţate este una din sarcinile importante ale proiectării

reductoarelor. Proiectantul trebuie să ţină seama de dimensiunile roţilor, de tehnologia de

realizare a semifabricatului, de tratamentul termic aplicat şi de seria de fabricaţie.

a.

b.

. Arbore pinion cilindric

ALEGEREA ŞI VERIFICAREA RULMENŢILOR

Se va alege tipul rulmenţilor utilizaţi pentru rezemarea fiecărui arbore apoi mărimea

acestora şi în final se va face verificarea durabilităţii lor.

Arborii reductoarelor sunt în general arbori scurţi ( unde distanţa dintre reazeme şi

diametrul mediu al arborelui) şi în consecinţă au rigiditate flexională ridicată. Ca urmare

unghiurile de înclinare în reazeme sunt reduse ceea ce permite folosirea rulmenţilor radiali

cu bile şi a rulmenţilor radial-axiali cu role conice (ce impun condiţii restrictive privind

înclinarea în reazeme). Uneori se folosesc şi rulmenţi cu role cilindrice, rulmenţi radial-

axiali cu role precum şi rulmenţi oscilanţi cu role butoiaş. În cele ce urmează ne vom referi

la alegerea şi verificarea rulmenţilor radiali cu bile şi a celor radial-axiali cu role conice.

Rulmenţii radiali cu bile preiau în principal forţe radiale, dar pot prelua şi sarcini axiale.

Se pot utiliza două tipuri de montaje ale acestor rulmenţi a) Montajul cu rulment

conducător şi rulment liber se foloseşte în special la arbori lungi. Se alege, în general,

drept rulment conducător rulmentul cu încărcare radială mai mică. El se fixează axial, atât

pe arbore cât şi în carcasă, în ambele sensuri şi va prelua întreaga sarcină axială ce încarcă

arborele. Rulmentul liber se fixează axial în ambele sensuri pe arbore, fiind lăsat liber în

carcasă pentru a se compensa dilatările termice diferite ale arborelui şi carcasei în

funcţionare. Rulmentul liber va prelua doar forţă radială (reacţiunea normală rezultantă din

reazemul respectiv), încărcarea sa axială fiind nulă.b) Montajul flotant al rulmenţilor

presupune fixarea axială a fiecărui rulment într-un singur sens pe arbore (către interiorul

reductorului) şi în sens opus (către exterior) în carcasă. Se lasă de obicei un joc axial de 0,5

... 1 mm pentru compensarea diferenţelor de dilatare dintre arbore şi carcasă. Forţa axială

este preluată la acest montaj de rulmentul către care este îndreptată. Montajul flotant se

utilizează la arbori scurţi; el este mai simplu dar poate conduce la un dezechilibru

accentuat al încărcării celor doi rulmenţi (în cazul în care rulmentul cu încărcare radială

mai mare preia şi forţa axială ce încarcă arborele).

Etapele parcurse în alegerea rulmenţilor radiali cu bile sunt:

1. Stabilirea tipului montajului (montaj cu rulment conducător şi

rulment liber sau montaj flotant)

2. Estimarea diametrului arborelui în dreptul rulmentului se face ţinând cont de

dimensiunile arborilor stabilite la predimensionarea acestora (v. cap. 2). Pentru arborii care

ies în exteriorul reductorului (I şi II) au fost stabilite diametrele capetelor de arbore ;

pentru aceştia se vor alege diametrele fusurilor în dreptul rulmenţilor conform relaţiei:

Diametrele alese pentru fusurile pe care se montează rulmenţii

trebuie să satisfacă condiţia: 3. Folosind cataloage de rulmenţi

emise de firmele producătoare se alege pentru fiecare arbore mărimea rulmentului cu bile

(seria de diametre şi lăţimi); pentru diametrul estimat al fusului în cataloage se găsesc mai

multe mărimi de rulmenţi radiali cu bile care la acelaşi diametru al alezajului inelului interior

au diametre exterioare (D) şi lăţimi (B) diferite. Se va încerca la început alegerea

unui rulment din seriale mijlocii (2 sau 3) şi funcţie de durabilitatea obţinută se poate trece la

seria uşoară (0) sau grea (4).

4. Verificarea rulmenţilor aleşi constă în determinarea durabilităţii acestora (ore) şi

care trebuie să fie superioară unei durate de funcţionare admisibile care pentru reductoare

au valori cuprinse între 12 000 ore şi 20 000 ore.:a. date de intrare- diametrul fusului în

dreptul rulmentului (mm);- turaţia arborelui (rot / min);- încărcarea radială a celor doi

rulmenţi: , respectiv (N) – reacţiunile normale în cele două reazeme;- încărcarea

axială (N) – forţa axială rezultantă datorată roţilor solidare cu arborele;- durabilitatea

admisibilă ore.b. alegerea tipului de montaj şi stabilirea încărcării axiale a

fiecărui rulment. Dacă rulmentul 1 este conducător iar ; dacă rulmentul 2 este

conducător şi ,;c. se alege un rulment radial cu bile dintr-o serie mijlocie (2 sau

3) pentru diametrul alezajului şi din anexa 18 se iau pentru rulmentul ales: capacitatea

de încărcare dinamică C (N) şi capacitatea de încărcare statică (N);d. se calculează

pentru fiecare rulment şi din tabelul din anexa 18 se aleg e şi Y (eventual interpolare

liniară)e. se calculează pentru fiecare rulment şi apoi se determină sarcina dinamică

echivalentă:- dacă rezultă - dacă rezultă .unde : X = 0,56

(acelaşi pentru toţi rulmenţii radiali cu bile) şi Y are valoarea aleasă anterior.f. se calculează

durabilitatea fiecărui rulment: L (milioane de rotaţii ) şi Lh ( în ore) cu relaţiile

(milioane de rotaţii)Şi (ore) g. Dacă ambii rulmenţi ai unui arbore verifică condiţia

atunci alegerea este corectă (eventual se poate încerca alegerea unui rulment din seria

uşoară dacă inegalitatea este accentuată);Dacă pentru rulmentul încercat se încearcă

alegerea unui rulment radial cu bile dintr-o serie superioară sau se aleg rulmenţi radiali-

axiali cu role conice.Se poate încerca şi o mărire a diametrului fusului în dreptul rulmentului

dar această soluţie este dezavantajoasă căci conduce la creşterea gabaritului diametral şi a

greutăţii arborelui

STASURI

I II I II I II I II40 125 400 1250

40 45 125 140 400 450 125 140050 160 500 1600

50 56 160 180 500 560 1600 180063 200 630 2000

63 71 200 225 680 710 2000 225080 250 800

80 90 250 280 800 900 2500 2500100 315 1000

100 112 315 355 1000 1120

STAS 6012-82

I II I II1.00 1.00

1.123.15 3.15

3.551.25 1.25

1.404.00 4.00'

4.501.60 1.60

1.805.00 5.00

5.602.00 2.00

2.246.30 6.30

7.102.50 2.50

2.808.00 8.00

9.00

SOLUTII PENTRU REDUCTOARE LA NIVEL MONDIAL

Minireductor de turatie cu 2 trepte de reducere

Documents

Transcript of Minireductor de turatie cu 2 trepte de reducere