Proiect Om2- Reductor Cilindric 2 Trepte

1

UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAȘOVFACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ

CATEDRA ORGANE DE MAŞINI, MECANISME ŞI ROBOTICĂDISCIPLINA ORGANE DE MAŞINI

PROIECT DE AN NR.2REDUCTOR CILINDRIC ORIZONTAL CU DOUĂ TREPTE

STUDENT: ȚIȚEIU RAREȘ-IONELFACULTATEA: INGINERIE MECANICĂSECTIA: INGINERIE MECANICAANUL: IIIGRUPA: 1292 ÎNDRUMĂTOR DE PROIECTProf. Dr. Ing. Gheorghe Moldovean

ANUL UNIVERSITAR2011 – 2012

2

1.Întocmirea schemei structurale a transmisiei

Tabelul 1

3

2.Împarțirea raportului de transmitere ir pe treptele reductorului si determinarea momentelor de torsiune si a turațiilor pe fiecare arboreNr. Denumirea

parametruluiRelatii de calcul. Rezultate

1.1 Turația pinionului nI , rot/min

n I=nm=1450rotmin

1.2 Raportul de transmitere uI

Conform STAS 6012 și ir=14 se adoptă u I=4,5

1.3 Turația roții nII ,rot/min

n II=n I

u I

=14504,5

=322rotmin

1.4 Raportul de transmitere uII

uII=ir

uI

=144,5

=3 , 11

Conform STAS 6012 se alege uII=3 , 15

1.5 Momentul de torsiune T I , Nmm

T I=9 , 55⋅106⋅pn=9 ,55⋅106⋅ 7,5

1450=49397 Nmm

1.6 Momentul de torsiune T II , Nmm

T II=T I⋅uI=49397⋅4,5=222287 Nmm

1.7 Momentul de torsiune T III , Nmm

T III=T I⋅ir=49397⋅14=691558 Nmm

1.8 Momentul de torsiune T IV , Nmm

T IV=T III⋅uI=899025 Nmm

1.9 Turația pinionului nIII , rot/min

nIII=nI

ir

=145014

=104 rot /min

1.10Turația roții nIV , rot/min

nIV=nIII

ic

=1041,3

=80 rot /min

Tabelul 2

3. Calculul trepetei a II-a3.1 Predimensionarea angrenajului

Nr. Crt Denumirea parametrului Relații de calcul. Rezultate

1. DATE DE PROIECTARE

1.1 Turaţia pinionului n1, rot/min nI=nm=1450rot /min

T II=222287 Nmm1.2 Momentul de torsiune la pinionul

angrenajului TII, N.mm

1.3 Raportul de angrenare udat udat = uI =4,5 1

uII =ir

uI

=144,5

=3,11, conform STAS 6012 uII =3,15

1.4 Durata minimă de funcţionare a Lh=7000…10000 ore, se adoptă Lh=8500 ore

4

angrenajului Lh, ore

1.5 Condiţiile de funcţionare a angrenajului

Maşina motoare cu momente de pronire mici, motor electric asincron , cu șocuri mici.

1.6 Ciclurile de solicitare a dinţilor Solicitarea de contact: ciclu pulsator

Solicitarea de încovoiere: ciclu pulsator

1.7 Numărul de cicluri de solicitare a flancului dintelui, la o rotaţie completă, 1 pentru pinion, respectiv 2 pentru roata condusă

1,2 =1

1.8 Profilul cremalierei de referinţă Pentru dantură înclinată

α n=200 ; han¿ =1,0 ; cn

¿=0 , 25 ; ρfn¿ =0 ,38

2. ALEGEREA OŢELURILOR, TRATAMENTELOR APLICATE ŞI A TENSIUNILOR LIMITĂ2.1 Alegerea oțelurilor celor două

roţi, a tratamentelor şi a durităţilor obţinute

T I =49397 >T=30000 Nmm

Se alege oțel aliat de cementare 17 MoCrNi 14.

Conform anexei A2, se alege:

Duritatea flancului: 58 HRC

Duritatea miezului: 350 HB

Limita de curgere: σ02 = 750 MPa

Limita de rupere: σr = 1150 MPa

2.2Tensiunile limită σ H lim 1,2 , la

solicitarea de contact şi σ F lim1,2 , la solicitarea de încovoiere, în MPa

σ H lim 1,2 =1500 MPa

σ F lim1,2 = 430 MPa

3. CALCULUL DE PREDIMENSIONARE

3.1 Numărul de dinţi z1 ai pinionului, respectiv z2 ai roții conduse z1 max=( aw

mn) 2udat+1

cos β=( 45 ) 23 ,15+1

cos 10∘

=21,35

aw

mn

=40…50, pentru roţi cementate şi călite, se adoptă

aw

mn

=45

5

Tabelul 2 (continuare)

0 1 2

= 60…140, pentru roţi cementate, se adopta =100

Se adoptă z1max = 21 dințiz1 = z1max și z1N, pentru roţi cementate şi/sau călitez1 = z1max și z1N, dacă z1max 25, respectiv

z2 = z1 udat =3 ,15⋅21=66 ,15 și z2N, se adoptă z2=66

dinți3.2 Raportul real de angrenare u

u=z2

z1

=6621

=3 , 1428 ; |1− uudat

|≤Δuș|1−3 , 14283 ,15

|≤0 ,03

0,0022<0,03

u = 0,03, pentru transmisiile mecanice industriale; 3.3 Factorii pentru calculul la contact 3.3.1 Factorul de elasticitate a

materialelor roţilor ZE, √MPa ZE=√ 1

π [ 1−υ12

E1

+1−υ2

2

E2]

Pentru oţeluri laminate cu υ1=υ2=0,3

şi E1 = = E2 = 2,06105 MPa,

ZE =189,8 √MPa3.3.2 Factorul zonei de contact ZH ZH=2 ,49√cos β=2 , 49√cos10∘=2 , 47103.3.3 Factorul gradului de acoperire Z

Zε=√1εα

=√11,4

=0 ,8451

ε α=1,4

– pentru dantură înclinată3.3.4 Factorul înclinării danturii Z Zβ=√cos β=√cos10∘=0 , 99233.4 Factorii pentru calculul la încovoiere

3.4.1 Numerele de dinți ai roților

echivalente zn1,2

zn1,2≈z1,2 /cos3 β

zn1≈z1 /cos3 β≈21 /cos310∘=22

zn 2≈z2 /cos3 β≈66 /cos310∘=69

3.4.2 Coeficienții deplasărilor de profil

în plan normal xn1,2 xn 1,2=0

3.4.3Factorii de formă a dinţilor Y Fa1,2 Y Fa1,2=Y Fa (zn 1,2 , xn 1,2)

6

Y Fa1=Y Fa (zn 1 , xn1 )=Y Fa (22 , 0 )=2 ,73

Y Fa2=Y Fa (zn 2 , xn 2)=Y Fa (69 , 0 )=2,27

3.4.4 Factorii de corecţie a tensiunii la

baza dinţilor Y Sa1,2

Y Sa1,2=Y Sa (zn 1,2 , xn 1,2) Y Sa1=Y Sa (zn 1 , xn 1)=Y Sa (22 , 0 )=1 ,57

Y Sa 2=Y Sa ( zn2 , xn 2)=Y Sa (69 , 0 )=1 ,75

3.4.5Factorul gradului de acoperire Y ε Y ε≈0 , 25+

0 , 75ε α

cos2 β≈0 , 25+0 ,751,3

cos2 10∘

Y ε=0 , 8095;

ε α=1,3- pentru angrenaje exterioare rapide

Tabelul2 (continuare)

0 1 2

3.4.6Factorul înclinării danturii

Y β Y β=1− βo

120o=1−10o

120o=0 ,9166

3.5 Factorii de corecţie a sarcinii3.5.1 Factorul regimului de funcţionare

KA

Conform anexei A6, am ales motor electric asincron, cu șocuri

moderate și K A=1 ,35

3.5.2Factorul dinamic

K v K v =1,05…1,10 , se adpotă K v =1,075

3.5.3 Factorii de repartizare neuniformă a sarcinii pe lățimea

danturii, K Hβ pentru solicitarea

de contact şi K Fβ pentru

solicitarea de încovoiere

K Hβ =1,3…1,75 şi K Fβ =1,25…1,7, pentru oţeluri cementate, călite

superficial sau nitrurate

Se adoptă: K Hβ = 1,53

K Fβ = 1,48

3.5.4 Factorii de repartizare neuniformă a sarcinii în plan

frontal, K Hα pentru solicitarea

de contact şi K Fα pentru

solicitarea de încovoiere [60]

K Hα=K Fα=εα /cos2 β ≥1,4, pentru dantură înclinată

K Hα=K Fα=1,4 /cos210∘ =1 , 44K Hα=K Fα=1 ,44 ≥1,4

3.6Rezistențele admisibile,

σ HP 1,2 pentru solicitarea de contact,

respectiv σ FP 1,2 pentru

solicitarea de încovoiere, în MPa

σ HP 1,2=σ H lim ZN 1,2

SH min

ZL Zv Z R Zw Zx

σ HP 1=σ H lim ZN 1

SH min

ZL Zv Z R Zw Zx=1500⋅1 , 121,2

0 , 92⋅1⋅1=1311 MPa

σ HP 2=σ H lim ZN 2

SH min

Z L Zv Z R Zw Z x=1500⋅1,21,2

0 , 92⋅1⋅1=1380 MPa

7

σ HP =min(σ HP 1 ,

σ HP 2 )=min(1311,1380)=1311 MPa

σ FP 1,2=σ F lim1,2Y ST Y N 1,2

S F min

Y δ1,2Y R 1,2Y x=430⋅2⋅1

1,51⋅0,9⋅1=516

MPa

3.6.1 Factorul de lubrifiere ZL

= 0,92, pentru danturi nerectificate, cu Ra>0,4 m

=1,0

=1

3.6.2 Factorul de viteză Zv

3.6.3 Factorul de rugozitate a

flancurilor active ZR

3.6.4 Factorul cuplului de materiale

Zw

3.6.5 Factorul de mărime

Tabelul 2 (continuare)

0 1 2

3.6.6 Factorii de durabilitate la

solicitarea de contact, ZN 1

pentru pinion și ZN 2 pentru roata condusă

ZN 1,2 =ZN

N L1=60 n1 Lh χ1=60⋅322⋅8500⋅1=1, 64⋅108

N L2=60 n2 Lh χ 2=60⋅104⋅8500⋅1=5 ,30⋅107

Conform anexei A10:

ZN 1=1 ,14 ; ZN 2=1,2

3.6.7 Coeficientul minim de siguranţă,

la solicitarea de contact

SH min =1,0…1,3, pentru transmisii industriale obişnuite

Se adoptă SH min =1,2

3.6.8 Factorul de corecție a tensiunii de încovoiere la roata etalon de

încercat =2,0

3.6.9 Factorul relativ de sensibilitate la concentratorul de tensiuni de

la piciorul dintelui, Y δ 1 pentru

Y δ 1,2 =1

3.6.10 Factorul relativ al rugozității zonei de racordare de la piciorul

dintelui, Y R 1 pentru pinion,

= 0,9 – pentru rugozitatea zonei de racordare a dintelui Ra > 3,2 m

8

respectiv Y R 2 , pentru roata condusă

3.6.11 Factorul de mărime =1

3.6.12 Factorii de durabilitate la

solicitarea de încovoiere, Y N 1

pentru pinion și Y N 2 pentru roata condusă

N L1= 1 ,64⋅108≥N BF=3⋅106

N L2=5 ,30⋅107≥N BF=3⋅106

Daca N L¿ N BF , angrenajul funcționează în domeniul de solicitare

pe durată nelimitată si Y N 1,2=1,0

3.6.13 Coeficientul minim de siguranţă,

la solicitarea de încovoiere

=1,4…1,6 (uzual 1,5) – pentru transmisii industriale obişnuite

Se adoptă =1,5

3.7 Distanţa dintre axe la predimensionare

3.7.1 Coeficienții de lățime a, d Reductor cu 2 trepte a =0,35…045Se adoptă a =0,40

d =

u+12

ψa=3 ,15+1

20 ,40=0 , 83

3.7.2 Distanţa dintre axe din condiţia de rezistenţă la solicitarea de

contact awH , mm

awH=(u+1 ) 3√T 1 K A Kv K Hβ K Hα

2ψa uσ HP2 (ZE Z H Zε Z β)2=

¿ (3 ,1428+1 )⋅ =3√222287⋅1, 35⋅1 , 075⋅1 , 53⋅1 , 44

2⋅0,4⋅3 , 1428⋅13112

3√(189 , 8⋅2 ,4710⋅0 , 8451⋅0 ,9923 )2

2⋅0,4⋅3 , 1428⋅13112=136 mm

3.7.3 Distanţa dintre axe din condiţia de rezistenţă la solicitarea de

încovoiere awF , mm

awF=3√T 1 z1 (u+1 )2

2 ψacos βK A Kv K Fβ K Fα Y ε Y β

Y Fa Y Sa

σ FP

=

¿√222287⋅(3 ,1428+1 )2

2⋅0,4⋅cos10∘ ⋅1, 35⋅1 , 075⋅1 , 48⋅0 , 8095⋅0 ,9166⋅0 , 00836=

=45 mm ,

unde

Y Fa Y Sa

σ FP

=max(Y Fa 1Y Sa1

σ FP 1

,Y Fa2Y Sa2

σ FP2)=

Y Fa Y Sa

σ FP =max(0,008306 , 0,007698)=0,008306Y Fa1Y Sa 1

σ FP1 =

2 ,73⋅1 , 57516

=0 ,008306

9

Y Fa2Y Sa2

σ FP 2 =

2 ,27⋅1 ,75516

=0 ,007698

3.7.4 Adoptarea distanţei dintre axe

la predimensionare aw , mm

aw=max (awH , awF )aw=max (136 , 45 )=136

Conform STAS 6055 se adoptă aw =125 mm

3.7.5 Lățimile preliminare ale roților b1,2, mm

b2=ψ aaw=0 , 40⋅125=50 mm

b1=b2+Δb=50+2=52 mm ; Δb=1. . .3 mm

Se adopta Δb= 2 mm

3.8 Modulul danturii mn, mmmn=

2 aw

z2+ z1

cos β≥mmin

mmin=2,0 mm, pentru oțeluri cementate, călite și/sau nitrurate

mn=2⋅125

66+21cos 10∘=2 ,8299mm

Conform STAS 822 se adoptă mn =3 mm

mn =3 mm ¿ mmin=2,0 mm

Tabelul 3

3.3 Alegerea abaterilor si toleranțelor tehnologice1. Abateri și toleranțe tehnologice1.1 Alegerea tipului de ajustaj alt

roților dințate in angrenare Conform STAS 6273 se alege ajustaj de tip B cu jnmin=140 μm

pentru reductoare de uz general

jnmin=140 μm1.2 Alegerea tipului de toleranțe

jocului dintre flancuri și a treptei de precizie pentru abatera distanței dintre axe

Conform STATS 6273 se alege tipul toleranței jocului dintre flancuriB cu treapta de precizie V

1.3 Alegerea indicilor si complexului de indici de precizie

• Criteriul preciziei cinematice Fr si Fνw

• Criteriul de funcționare lină f pb și f f

• Criteriul contactului dintre dinți Fβ

• Criteriul jocului dintre flancuri –Ews si Tw1.4 Alegerea valorilor indicilor de precizie pentru roțile dințate1.4.1 Criteriul preciziei cinematice Fr

si Fw• Toleranța bătăii radiale a danturii FrF r 3=16 μm F r 4=22 μm• Toleranța variației cotei peste dințiFυw3=10 μm Fυw 4=18 μm

10

1.4.2Criteriul de funcționare lină f pb

și f f

• Abateri limită ale pasului de bază f pb

f pb 3=±5,6 μm f pb 4=±6,7 μm

• Toleranța abaterii profilului dintelui f f

f f 3=6 μm f f 4=7 μm

1.4.3 • Criteriul contactului dintre

dinți Fβ• Toleranța abaterii direcției dintelui Fβ

Fβ 3=7 μm Fβ 4=7μm

1.4.4 • Criteriul jocului dintre flancuri –Ews si Tw

1.5 Alegerea valorilor indicilor de precizie pentru angrenaj1.5.1 Criteriul contactului dintre dinți • Toleranța abaterii de la paralelism a axelor fx

f x 3,4=7 μm• Toleranța abateriui de la coplanaritate a axelor fyf y 3,4=4 μm

1.5.2 Criteriul jocului dintre flancuri • Pata totală de contact:- pe înălțimea dinților 55%- pe lățimea dinților 80%

• Abateri limită ale distanței dintre axe f a

f a=±70 μm

Tabelul 4

4. CALCULUL TREPTEI I4.1 Stabilirea distanței dintre axe

11

awI=dw 1

2⋅

uI+1

uI

=94 , 5⋅3 ,15+13 , 15

=124 , 5mm

awII=dw 2

2+ j+

d III

2⇒

dw 2

2=awII− j−

dIII

2=125−10−41

2=94 ,5

mmj=10 .. .15 mmSe adoptă j=10 mm

d III=3√ T III

0,2⋅τat

=3√6915580,2⋅50

=41mm

τ at=40. . .50 Mpa

Se adoptă awI = 112 mm

5. SCHEMA CINEMATICĂ A REDUCTORULUI5.1 Calculul de predimensionare a arborilor5.1.1 Determinarea diametrului arborelui de intrare

d I=3√ T I

0,2⋅τat

=3√493970,2⋅12

=27mm

τat = 10...15 MPa , se adoptă τat = 12 MPa5.1.2 Determinarea diametrului arborelui intermediar

d II=3√ T II

0,2⋅τ at

=3√2222870,2⋅28

=34mm

τat = 20...35 MPa, se adoptă τat =28 MPa

12

5.1.3 Determinarea diametrului arborelui de ieșire

d III=3√ T III

0,2⋅τat

=3√6915580,2⋅50

=41mm

τat = 40...55 MPa, se adoptă τat =50 MPa

6. CALCULUL FORŢELOR DIN ANGRENAJE6.1 Calculul mărimii forțelor din angrenajul treptei I

Fig 6.1

F t1=2T I

dw 1

= 2⋅4939740 ,72727

=2426 N

F t 2=F t 1=2426 N

F r 1=F 'tgαwn=F t 1

cos βtgαwn=

2426cos 10∘ tg 20 ,40911=917 N

F r 2=F r 1=917 NFa1=F t 1 tg β=917⋅tg 10∘=428 NFa2 =Fa1 = 428 N

6.2 Calculul mărimii forțelor din angrenajul treptei a II-a

F t 3=2 T III

dw 3

=2⋅22228762, 5

=7113 N

F t 4=F t3=7113 N

F r 3=F 'tgαwn=F t 3

cos βtg αwn=

7113cos10∘ tg20 ,40911=2986 N

F r 4 =F r 3= 2986 NFa3=F t 3 tg β=7113⋅tg10∘=1254 NFa 4 =Fa3 = 1254 N

13

6.3

Stabilirea sensurilor forțelor din angrenaje

Fig 6.2

7. CALCULUL ARBORELUI7.1 Stabilirea schmelor de încărcare cu forțe ale arborilor în cele două plane, orizonta și vertical7.1.1 Arborele de intrare

14

Fig 7.17.1.2 Arborele intermediar

Fig 7.2

7.1.3 Arobrele de ieșire

15

Fig 7.3

7.2 Alegerea montajelor cu rulmenți pentru toți arborii

Model rulment

d D B C T r a cre y Cor

mm mm mm mm mm mm mm KN - - KNArbore

de intrare30205 A 25 52 15 13 16,25 1 12 29,3 0,27 1,6 36

Arbore de

intermediar

30206 A 30 62 16 14 17,25 1 14 38,3 0,37 1,6 48

Arbore de ieșire

30208 A 40 80 18 16 19,75 1,5 16 58,5 0,37 1,6 70

Fig 7.4

7.3 Stabilirea distanțelor dintre punctele de aplicație ale forțelor exterioare și ale reacțiunilor din lagăre

16

Fig 7.5

l1=

b3

2+ y+x+T−a=40

2+6+3+17 ,25−14=32 ,25 mm

unde: x=0…5 mm; y=5…10 mm z=10...15 mm, se adoptă x=3 mm , y=6 mm și z=12 mm;

l 2=b2

2+z+

b3

2=44 , 8

2+12+40

2=54 , 4 mm

l3=b2

2+ y+x+T−a=44 ,8

2+6+3+17 , 25−14=34 , 65 mm

l = l1 + l2 + l3 = 32,25 + 54,4 + 34,65 = 121,3 mm

Planul orizontal (H)

17

Fig 7.6

Ecuaţia de momente în punctul D, pentru planul orizontal, este

RCH l + M i 3 + Fr 3 (l − l1 ) + M i 2 − Fr 2l3 = 0,

unde M i2=Fa2⋅

dw 2

2=428⋅183 ,72727

2=39318 Nmm

M i3=Fa3⋅¿

dw 32

=1254⋅62 ,52

=39187 Nmm

¿

Rezultând reacțiunea din lagărul C

RCH=1l⋅[ Fr2⋅l3−Fr 3⋅( l−l1 )−(M i2+M i3 ) ]=

¿1121 ,3

[917⋅34 ,65−2986⋅(121 ,3−32 ,25 )−(39318+39187 )]=−2577 N

Iar ecuația de momente în punctul C este:

− RDH l + M i 2 + Fr 2 (l − l3 )+ M i3 − Fr 3l1 = 0 ,

rezultând reacţiunea din lagărul D

RDH=1l [Fr 2⋅( l−l3 )−Fr 3⋅l1+M i2+M i3 ]=

¿1121 ,3

[917⋅(121 ,3−34 ,65)−2986⋅32 ,25+39318+39187 ]=508 N

Momentele încovoietoare în punctul 3 se determină cu relaţiile

M i3Hstg = RCH l1 = −2577 ⋅ 32,25 = −83108 N.mm

M i3Hdr = RCH l1 + M i3 = −2577 ⋅32,25 + 39187 = −43921 N.mm,

iar cele din punctul 2 cu relaţiileM i 2 Hdr = RDH l3 = 508 ⋅ 34.65 = 17602 N.mm

M i 2 Hstg = RDH l3 − M i 2 = 508 ⋅34.65 − 39318 = −21716 N.mm

Valorile maxime ale momentelor încovoietoare sunt:M i3H max = M i3Hstg = −83108 N.mm

18

M i 2 H max = M i 2 Hstg = −21716 N.mm

Planul vertical (V)

Fig. 7.7

Reacțiunea in lagărul C:

RCV=1l⋅[ F t 3⋅( l−l1 )+F t 2⋅l3 ]= 1

121 , 3⋅[7113⋅(121 , 3−32, 25 )+2426⋅34 ,65 ]=5915 N

Reacțiunea in lagărul D:

R DV =1l⋅[F t 3⋅( l−l3 )]=

1121,3

⋅[7113⋅32 , 25+2426⋅(121 ,3−34 ,65 )]=3624 N

Momentele încovoietoare în punctul 3 se determină cu relaţiileM i3V max = M i3V = RCV l1 = 5915 ⋅32,25 = 190759 N.mm

iar cele din punctul 2 cu relaţiileM i 2V max = M i 2V = RDV l3 = 3624 ⋅ 3 4 ,65 = 12 5 5 7 2 N.mm

Reacţiunile totale din lagărele C şi D se obţin prin însumarea geometrică a reacţiunilor din cele două plane, orizontal şi vertical, rezultând

RC=√RCH

2 +RCV2 =√(−2577 )2+59152=6452 N

R D =√RDH

2 +RDV2 =√5082+36242=3659 N

Fa C = Fa3 − Fa 2 = 1 2 5 4 – 4 2 8 = 826 NSolicitările din cele două secţiuni periculoase 2 şi 3 sunt:

• compresiune dată de forţa Fa3, tensiunile produse fiind

σ c2=

4⋅Fa 3

π⋅d22=4⋅1254

π⋅342=1,4 Mpa

19

σ c3=

4⋅Fa 3

π⋅d32= 4⋅1254

π⋅412=

0,9 Mpa• torsiune dată de momentul de torsiune Mt

τ t2=

16⋅T II

π⋅d23=16⋅222287

π⋅343=

28,8 MPa

τ t3=

16⋅T II

π⋅d33=16⋅222287

π⋅413=

16,4 MPa

• încovoiere dată de momentele încovoietoare maxime, obţinute prin însumarea geometrică a momentelor încovoietoare maxime din cele două plane, orizontal şi vertical; rezultând

M i2 mac=√M i2 H max2 +M i2 V max

2 =√(−21716 )2+1255722=127436 Nmm

σ i2=

32 M i2 max

π⋅d23

=32⋅127436π⋅343

=33 Mpa

pentru secţiunea 2, respectiv

M i3 mac=√M i3 H max2 +M i 3V max

2 =√(−83108)2+1907592=208077 Mpa

σ i3=

32 M i3 max

π⋅d33

=32⋅208077π⋅413

=31 MPa

Acţionând simultan cele două tensiuni, normale şi tangenţiale, calculul la solicitări compuse constă în determinarea unei tensiuni echivalente în secţiunile periculoase.

Secţiunea 2

σ e2=√(σ i 2+σ c2 )2+4(α⋅τ t2 )

2=√(33+1,4 )2+4 (0,6⋅28 , 8 )2= 77,2 Mpa,unde α este un coeficient prin care ciclul de variaţie al tensiunii de torsiune τt (constant, pulsator sau alternant simetric) este echivalat cu ciclul de variaţie alternant simetric, caracteristic tensiuniide încovoiere σi. Valorile coeficientului α se determină cu relaţia

α=

σaiIII

σ aiI , II , III

=σ aiIII

σaiII

=90150

=0,6, în care σ aiI , II , III reprezintă rezistenţa admisibilă la încovoiere a

materialului arborelui după ciclul constant (I), pulsator (II) sau alternant simetric (III). Pentru cazul luatîn calcul ai III =90MPa şiai II =150 MPa, pentru oţel aliat cu r =1000 MPa.

Secţiunea 3

σ e3=√(σ i 3+σ c3 )

2+4( α⋅τ t 3 )2=√(31+0,9)2+4 (0,6⋅16 , 4 )2= 37,4 Mpa

• Verificarea secţiunilor periculoase la solicitări compuse

σ e2=77 , 2 MPa < ai III =90Mpa

σ e3=37 , 4 MPa

<ai III =90MPa

20

8. Alegerea și verificarea asamblărilor cu pene paralele

Fig 8.1

Fig 8.2

8.1 Alegerea asamblărilor cu pene paralele pentru treapta I8.1.1 Alegerea asamblării cu pană paralelă pentru capătul arborelui de intrare

• Conform STAS 8724/2-7, se alege diametrul capătului arborelui de intrare d=20 mm si l=36 mm• Conform STAT 1004 se alege Pană A 6x6x32 executată din OL 60l = lc + b ⇒ lc= l - b=36 – 6= 30 mm• Verificarea la strivire a asamblării

σ s=FA=

2T I

d1

h2

l c

=4 T I

dhlc

≤σ as

⇒σ s=

4⋅4939720⋅32⋅30 =10 Mpa

as = 100…120 Mpa, se adoptă as = 110 Mpa

σ s =10 MPa< as = 110 Mpa• Verificarea la forfecare a asamblării

τ f=FA=

2T I

d1

blc

≤τ af⇒

τ f=2T I

d1

blc

=2⋅4939720

16⋅30

=27MPa

af = 100 MPaτ f =27 Mpa<τ af =100 Mpa

21

8.1.2 Alegerea asamblării cu pană paralelă pentru roata 2• Conform măsuratorilor d=34 mm si l=52 mm• Conform STAT 1004 se alege Pană A 10x8x45 executată din OL 60l = lc + b ⇒ lc= l - b=45 – 10= 35 mm• Verificarea la strivire a asamblării

σ s=FA=

2T II

d1

h2

lc

=4T II

dhlc

≤σ as

⇒σ s=

4⋅22228734⋅8⋅35 =93 Mpa



τ f=FA=

2T II

d1

blc

≤τaf⇒

τ f=2T II

d1

blc

=2⋅22228734

110⋅45

=29MPa


8.2 Alegerea și verificarea asambărilor cu pene paralele pentru treapta a II-a8.2.1 Alegerea asamblării cu pană paralelă pentru roata 4

• Conform măsuratorilor d=41 mm si l=94 mm• Conform STAT 1004 se alege Pană A 12x8x90 executată din OL 60l = lc + b ⇒ lc= l - b=90 – 12= 78 mm• Verificarea la strivire a asamblării

σ s=FA=

2T III

d1

h2

lc

=4 T III

dhlc

≤σ as

⇒σ s=

4⋅69155841⋅8⋅78 =108 Mpa



τ f=FA=

2T III

d1

blc

≤τaf⇒

τ f=2T III

d1

blc

=2⋅69155841

112⋅78

=36MPa


8.2.2 Alegerea asamblării cu pană paralelă pentru capătul arborelui de ieșire

22

• Conform STAS 8724/2-7, se alege diametrul capătului arborelui de intrare d=38 mm si l=80 mm

• Conform STAT 1004 se aleg doua Pane A 10x8x70 dispuse la 180∘ executate din OL 60

l = lc + b ⇒ lc= l - b=70 – 10= 60 mm• Verificarea la strivire a asamblării

σ s=FA=

2T IV

d1

h2

lc

=4 T IV

dhlc

≤σ as

⇒σ s=

4⋅89902538⋅60⋅8⋅2 =98 Mpa


σ s =98 MPa< as = 110 Mpa

• Verificarea la forfecare a asamblării

τ f=FA=

2T IV

d1

blc

≤τaf⇒

τ f=2T IV

d1

blc

=2⋅89902538

110⋅60⋅2

=39MPa


23

9. Verificarea montajelor cu rulmenți pentru arborele intermediar

• Stabilirea forțelor axiale suplimentare

R C=6452 NR D=3659 NFa=Fa 3−Fa 2=1254−428=826 N

F ' aC=0,5⋅FrCY

=0,5⋅64521,6

=2016 N

F ' aD=0,5⋅FrDY

=0,5⋅36581,6

=1144 N

• Stabilirea forțelor axiale totale din lagăre

F ' aC+F a=826+2016=2842 N>F ' aD=1144 NF atC=F a+F ' aC=826+2016=2842NF atD=F ' aC=2016 N

Lagărul C

• Stabilirea zonei în care se găsește încărcarea rulmentului

tg β=F atC

F rC=2842

6452=0 ,44>e=0 ,37

, rulmentul se găseşte în zona a II-a unde nu se poate neglija influenţa forţei axiale asupra sarcinii dinamice echivalente.

• Sarcina dinamică echivalentă

24

P C=fp⋅(V⋅X⋅F rC+Y⋅F atC )=1 ,16⋅(1⋅0,4⋅6452+1,6⋅2842 )=7128 Nfp=1,1. .. 1,2V=1X=0,4

c nec=P C⋅p√L=7128⋅103√164=32917 N

L=60⋅nII⋅Lh

106

=60⋅322⋅8500

106

=164mil . rot .

c nec=32917 N<c r=48000 N

Lh=106⋅L60⋅nII

=106⋅¿⋅164

60⋅322=8489ore

¿

10. ALEGEREA ȘI JUSTIFICAREA SISTEMULUI DE UNGERE ȘI ETANȘARE Se alege sistem de ungere prin barbotare de ulei pentru angrenajul treptei a II – a si sistem de ungere prin aruncare de ulei pentru angrenajul treptei I.

Fig. 10

Se adoptă manșeta de rotație tip A 20X40 STAS 7950/2 – 72 pentru etanșarea arborelui de intrare.

25

Verificarea manșetei de rotație

v=ω⋅d2≤v a⇒151 ,84⋅

202

=1518 , 43mms

ω=π⋅n30

=π⋅145030

=151 ,84rads

v=1518 ,43mms

=1 ,51ms

v=1 ,51ms

<v a=4ms

Se adoptă manșeta de rotație tip A 40X60 STAS 7950/2 – 72 pentru etanșarea arborelui de ieșire.

Verificarea manșetei de rotație

v=ω⋅d2=8 ,377⋅

402

=167 , 57mms

ω=π⋅n30

=3 , 14⋅8030

=8 ,377rads

v=167 , 57mms

=0 ,167ms

v=0 ,167ms

<v a=4ms

11. CALCULUL TRANSMISIEI PRIN CURELENr.crt

Denumirea parametrului

Simbol [U.M.]

Relații de calcul. Rezultate

1.1 Puterea Puterea de calcul Randamentul transmisiei

P [kW] Pc [kW]

η [-] =

7,51450

=7 , 89KW

= 0,85…0,95 - randamentul transmisieiSe adoptă =0,95

1.2 Turația roții de curea conducătoare

n1

[rot/min]

1.3 Turația roții de curea conduse

n2

[rot/min]

1.4 Regimul de lucru al transmisiei

_

2.1 Raportul de transmitere ic

[ - ]

ic =1,3

2.2 Tipul curelei trapezoidale

_ Conform nomogramei pentru alegerea curelei, aleg curea tip SPZ

26

înguste2.3 Diametrul

primitiv al roții mici de curea

Dp1

[mm] Conform STAS 7192 , aleg Dp 1=140mm

2.4 Diametrul primitiv al roții mari de curea

Dp2

[mm]Dp 2=ic⋅Dp 1=1,3⋅140=182mm

Se adoptă Dp 2 =180 mm

2.5 Distanța preliminară dintre axe

A[mm]

0,7 (140+180)≤A≤2(140+180 )224≤A≤640Se adoptă A=500 mm

2.6 Unghiul dintre ramurile curelei

[grade]

γ=2⋅arcsin180−140

2⋅500=4 , 58∘

2.7 Unghiul de înfășurare pe roata mică de curea

1

[grade]1=180-β1=180−4 , 58=175 , 42∘

2.8 Unghiul de înfășurare pe roata mare de curea

2

[grade]2=180+β1=180+4 ,58=184 , 58∘

2.9 Lungimea primitivă a curelei

Lp

[mm]

Lp=2⋅500⋅sin175 ,42

2+ π

360∘ (175 , 42⋅140+184 ,58⋅180 )=1503 ,45mm

Se adoptă conform STAS 7192 Lp= 1600 mm

2.10 Distanța dintre axe (definitivă)

A[mm]

A=1600− π

360∘ (175 ,42⋅140+184 ,58⋅180)

2sin175 ,42

2

=548 ,3 mm

2.11 Viteza periferică a curelei

v[m/s]

ν=π⋅140⋅145060⋅1000

=10 , 62 m /s

2.12 Coeficientul de funcționare

cf

[ - ]c f =1,3 , conform STAS 1163

2.13 Coeficientul de lungime

cL

[ - ]c L=1 , 00 , conform STAS 7192

27

2.14 Coeficientul de înfășurare

c

[ - ]c β=0 , 99 , conform STAS 1163

2.15 Puterea nominală transmisă de o curea

P0

[kW]

2.16 Numărul preliminar de curele

z0

[ - ]

z0=1,3⋅7,9

1⋅0 ,98⋅3 , 98=2 ,62

2.17 Coeficientul numărului de curele

cZ

[ - ]c z=0 ,95

, conform STAS 1163

2.18 Numărul de curele

z[ - ]

z=2 , 620 , 95

=2 ,75, se adoptă z=3

z=3<z=8

3.1 Numărul de roți ale transmisiei

x[ - ]

Aleg 2 roți cu 3 canale X=2

3.2 Frecvența de încovoiere a curelei

f[Hz]

f=103⋅2⋅10 , 621600

=13 , 3Hz

3.3 Forța periferică transmisă

F[N]

F=103 7 ,8910 ,62

=743N

3.4 Forța de întindere a curelei

Sa

[N]Sa=(1,5...2) FSa=(1,5. . .2 )F=1,7⋅743=1263 ,1N

3.5 Cotele de modificare a distanței dintre axe

X,Y[mm]

X0,03Lp - pentru modificarea distanțeidintre axe A, necesarăîntinderii curelelor

x≥0 ,03⋅1600⇒ x≥48 mmY0,015Lp - pentru înlocuirea/montarea

Curelelory≥0 ,015⋅1600⇒ y≥24 mm

3.6 Notarea și simbolizarea curelelor

- SPZ 1600 STAS 7192

3.7 Notarea și simbolizarea roților de curea

- •Roata mică RTC 140 Z 38∘

• Roata mare RTC 180 Z 38∘

28

12. CALCULUL RANDAMENTULUI TRANSMISIEI MECANICEηtransmisie=ηangrenaj×ηung xηcurea xηlagar xηe tan s =0,98x0,98x0,96x0,85x0,96 = 0,7524=75,24%

ηangrenaj=0 ,97−0 , 98

ηung=0 , 98

ηlagar=0 ,96−0 . 99

ηe tan s=0,8−0.85

ηcurea=0 ,95−0 .96 (idem lanţ)

ηtransmisie= 0,7524=75,24%

13. MEMORIU JUSTIFICATIV CU PRIVIRE LA ALEGEGREA MATERIALELOR , A SEMIFABRICATELOR ȘI A SOLUŢIILOR

29

CONSTRUCTIVE PENTRU PRINCIPALELE PIESE DIN COMPONENŢA REDUCTORULUI (ROŢI, ARBORI, CARCASE)

La alegerea materialelor si a soluțiilor constructive s-a avut in vedere să se obțină un raport calitate-preț cat mai bun.

Materialele utilizate sunt:- pentru roțile dințate, oțeluri de cementare, 17 MoCrNi 14;- pentru arbori, oțeluri de cementare, 17 MoCrNi 14; în general, pentru confecționarea arborilor se folosesc drept semifabricate barele laminate, materiale forjate, matrițate si chiar semifabricate turnate;- pentru realizarea carcasei, fontă (FC200)- pentru șuruburi, OL60.

14.NORME DE TEHNICA SECURITĂŢII MUNCII Reductorul, prin definiția sa, este un mecanism de reducere a turației,concomitent cu mărirea momentului de torsiune de transmis.

Ca orice mecanism, reductorul implica respectarea unor norme de tehnica Securității muncii specifice.Este absolut obligatoriu:

- Așezarea reductorului in poziție orizontală;- transportul acestuia făcandu-se cu macaraua;- schimbarea uleiului lubrifiant la termenul stabilit;- înlocuirea rulmenților după numărul de ore prevăzut;- înlocuirea imediată a oricarui ansmblu sau subansamblu imediat

ce s-a constatat avarierea acestuia;- fixarea reductorului pe un postament cu suruburi de fundație

înaintea punerii acestuia in funcțiune;- completarea nivelului de lubrifiant dacă s-a constatat o scădere sub nivelul

de minim al acestuia;- verificarea periodică a stării reductorului;- împotriva coroziuni carcasa se vopsește

Se interzice:- introducerea în reductor a altui ulei lubrifiant decât cel stabilit;- introducerea în reductor a oricaror materiale ar putea deteriora angrenajele;- schimbarea uleiului lubrifiant sau a oricărui ansamblu sau subansamblu din

componența reductorului in timpul funcționării acestuia;- înfundarea gaurilor de aerisire.

30

CUPRINS

31

MEMORIU DE CALCUL

1. Întocmirea schemei structurale a transmisiei................................................................................62. Împărțirea raportului de transmitere ir pe treptele reductorului și determinarea momentelor de torsiune și a

turațiilor pe fiecare arbore ......63. Calculul treptei a II-a ...............................................................................................................9

3.1 Predimensionarea angrenajului.............................................................................................................93.2 Calculul Calculul de dimensionare și verificare ……………….…….…......103.3 Alegerea abaterilor și toleranțelor tehnologice

4. Calculul treptei I.............................. 124.1 Stabilirea distanței dintre axe ...........................................................................................................12

5. Calculul elementelor geometrice....................................126. Schema cinematică a reductorului

6.1 Calculul de predimensionare a arborilor6.2 Întocmirea schemei cinematice a reductorului, la scara 1: 1

7. Calculul forțelor din angrenaje……………………..………….……….177.1 Calculul mărimii forțelor din angrenajul treptei I….………………..………………………………......177.2 Calculul mărimii forțelor din angrenajul treptei a II-a

8. Stabilirea sensulurilor forțelor din angrenaje......179. Calculul arborilor

7.1 Stabilirea schemelor de încărcare cu forțe ale arborilor, în cele două plane, orizontal și vertical7.2 Alegerea montajelor cu rulmenți pentru toți arborii7.3 Stabilirea distanțelor dintre punctele de aplicație ale forțelor exterioare și ale reacțiunilor din lagăre7.4 Verificarea arborelui intermediar la solicitări compuse

8. Alegerea și verificarea asamblărilor cu pene paralele8.1 Alegerea asamblărilor cu pene paralele pentru treapta I8.2 Alegerea și verificarea asamblărilor cu pene paralele pentru treapta a II-a

9. Verificarea montajelor cu rulmenți pentru arborele intermediar10. Alegerea și justificarea sistemului de ungere și de etanșare11. Calculul transmisiei prin curele sau prin lanț12. Calculul randamentului transmisiei mecanice13. Memoriu justificativ cu privire al alegerea materialelor, a semifabricatelor şi a soluţiilor constructive pentru principalele piese din componenţa reductorului (roţi, arbori, carcase)14. Norme de tehnica securității muncii

BIBLIOGRAFIE

32

DESENE

Desenul de ansamblu al mecanismului surub-piulita

Desenul de executie al surubului

Desenul de executie al piulitei

Proiect Om2- Reductor Cilindric 2 Trepte

Documents

Transcript of Proiect Om2- Reductor Cilindric 2 Trepte