Universitatea Politehnica Bucuresti

Facultatea de Inginerie Mecanica şi Mecatronica

CATEDRA DE ORGANE DE MAŞINI ŞI TRIBOLOGIE

PROIECTAREA REDUCTORULUI CILINDRIC-COAXIAL (CiCo)

TITULAR CURS : CONF. DR. ING. LUCIAN SEICIUÎNDRUMATOR PROIECT :

Student:Nume : Anton

Prenume :MihaiGrupa : 621 BB

An:II

Anul Universitar

-2010 - 2011 -

TEMA DE PROIECTARE

Sa se proiecteze o transmisie mecanica pentru actionarea unei masini de lucru ML conform schemei cinematice de mai jos:

.

Legenda :

ME – motor electricTC – transmisie prin cureaRD – reductir cu roti dintateML – masina de lucruI - II – arborele de intrareIII - IV – arborele de iesire 1 – 2 : angrenaj cilindric 3 – 4 : angrenaj cilindric

Caracteristicile transmisie :

P v= 14 KWnv=37 rot/mincs=1,4curea trapezoidala

2

Proiectul va cuprinde urmatoarele etape:Calculul energetic al transmisieiAlegerea motorului electricCalculul puterii si turatieiAlegerea rapoartelor de transmisieAlegerea capetelor de arboreCalculul momentelor de torsiune pe fiecare arborePredimensionare arborilorCalculul transmisiei cu cureleAlegerea cuplelorPredimensionarea angrenajuluiCalculul elementelor cinamatice ale angrenajelor, verificarea angrenajelor , desen de ansamblu preliminarProiectara arborilorVerificarea la solicitari compuse a arborilorVerificarea complete a arborelui V, desen de ansamblu avansat, desen de executie preliminar al arborelui V Calculul rulmentilorCalculul celorlante piese componentRandamentul total al transmisieiFisa tehnica pentru arboreal VDesene definitivePredarea si sustinerea proiectului

Calculul cinematic si energetic al transmisie

Stabilirea schemei cinematice a transmisie

Proiectarea transmisiilor mecanice impune intr-o prima etapa alegerea tipului de transmisie corespunzator procesului de lucru si a motorului de actionare. Alegerea optima a trasnmisiei mecanice trebuie sa conduca la eficienta maxima, atat in executie, cat si in exploatarea. Procesul de lucru al masinii sau al utilajului are in vedere viteza unghiulara – turatia – ca marime si sens, momentul de torsiune ca marime si sens, conditiile de mediu si regimul de functionare. Pentru masinile si utilajele cu functionare la turatie constanta, sunt recomandate transmisiile

3

cu raport de transmitere constant, actionate de motoare cu turatie constanta.

Majoritatea transmisiilor mecanice sunt utilizate ca reductoare de turatie (turatia la intrare este mai mare decat cea a arborelui de iesire al transmisie), uneori se folosesc inversoarele de sens ale turatiei, precum si multiplicatoarele de turatie in cazul turbomasinilor.

La puteri de transmisie mici (pana la 10kW) – functionare intermitenta sau continua si la puteri medii (10-100 kW) – functionare intermitenta, se recomanda transmisii cu gabarite mici. La puteri medii – functionare continua si la puteri mari (peste 100 kW) , in orice regim de functionare se recomanda transmisii cu un randament cat mai ridicat (0,9...0,95 pentru puteri medii si 0,98 pentru puteri mari), astfel incat pierderile de putere sa fie cat mai mici. Se obtin astfel cheltuieli de exploatare reduse.

Calculul puterilor, al turatiilor si al mometelor de torsiune pentru fiecare arbore

In functie de datele initiale, impuse prin tema de priectare, se determina puterea si turatia motorului de actionare, iar atunci cand acesta este standardizat, se impune alegerea sa corecta.

4

Randamentul total al transmisiei se obtine ca produs al randametelor partiale care apar in agrenaje, in transmisiile prin element intermediar, in lagare cu rulmenti sau alunecare, in cuplaje, etc. Randamentul total se determina pentru fiecare flux energetic atunci cand masina motoare antreneaza mai multe masini de lucru.

randamentul transmisie prin curele: randamentul agrenajului cilindric:

randamentul rulmetilor: randamentul total al transmisie:

Alegerea motorului electric:

motor de 3000

Pentru motor de 3000:- - (raportul de transmitere la angrenaj

cilindric)- (transmisie prin curea)

In functie de schema cinematica, se repartizeaza raportul de trasnmitere total pe treptele de reducere a turatiei. La repartizarea rapoartelor de transmitere pe trepte trebuie sa se tina seama de urmatoarele cerinte: obtinerea unei suprafete minime a transmisiei mecanice, asigirarea unor dimensiuni ale transmisiei minime, in latime sau lungime, greutate minima, capacitatea portanta egala pe trepte, cufundarea egala in baia de ulei a tuturor treptelor.Pentru transmisiile cu o singura treapta de reducere se admit abateri ala rapoartelor de transmitere fata de valoarea nominala de 2,5% iar pentru cele in mai multe trepte de 3%.

Dupa alegerea rapoartelor de transmitere pe treptele de reducere ale transmisie, se determina turatia fiecarui arbore al transmisie. Tinand seama de pierderile de putere, implicit de randamentele cuplelor de frecare, ce transmit fluxul de energie mecanica de la masina

5

motoare la masinile de lucru, prin intermediul elementelor componente–x ale transmisie, se determina puterile pe fiecare arbore–x.

Calculul turatiilor:

Se determina momentul de torsiune pe arborele x, cunoscand turatia arborelui , exprimata in rot/min si puterea transmisa prin intermediul acestuia P, exprimata in kW. Acesta se calculeaza pe fiecare arbore in parte, cu momentul de torsiune exprimat in [Nmm].

6

30354070

Proiectarea unui angrenaj cu roti dintate

Alegerea materialelor pentru rotile dintate si a tratamentelor termice sau termochimice

Alegerea corecta a unui material este legata de mai multi factori, din care se mentioneaza:

- comportarea materialului in fuctie de procedeele tehnologice de fabricatie

- comportarea in serviciu si durabilitatea piesei proiectate- comportarea materialului in prezenta concentratorilor de

tensiune- rezistenta la uzareIn proiectarea unui angrenaj trebuie sa se cunoasca proprietatile

fizico-chimice, mecanice si tehnologice ale materialului adoptat, astfel ca tratamentele tehnice sau termotehnice aplicate sa confere danturii rotii dintate conditii de rezistenta, de durabilitate si structura optima in exploatare.

Dupa scopul si conditiile impuse, rotile dintate utilizate in constructia reductoarelor de uz general se fabrica din oteluri laminate sau turnate, fonte, precum si aliaje nferoase: bronzuri, alame, aliaje de aluminiu, etc. Din considerente tehnice si economice, otelurile si, in special, cele laminate si forjate, au cea mai larga utilizare in constructia angrenajelor cilindrice si conice, iar fontele si bronzurile servesc la fabricarea rotilor melcate, pentru a realiza cu melcul (care se confectioneaza din otel) un cuplu antifrictiune cu rezistenta sporita la uzarea de adeziune (gripare).

Otelurile folosite pentru constructia rotilor dintate cinlindrice, conice si a melcilor pot fi impartite in doua mari grupe:

7

oteluri de imbunatatire (Im) sau normalizare (Norm), la care duritatea miezului si a flancului este mai mica de 350 HB.

Oteluri ce pot fi durificate superficial prin cementare (Ce), nitrocementare (cianurare)(Nce), nitrurare in baie(NB), nitrurare in gaz(NG), ioninitrurare(IN), calire pirn inductie(CIF) sau calire cu flacara(CF), la care duritatea stratului superficial este mai mae de 350 HB.

De aceea duritatea stratului superficial se va exprima in acest caz in unitati Rockwell (HRC) sau Vickers (HV), duritatea miezului exprimandu-se in unitati brinell (HB).

Materialul ales este: 41MoCr11Caracteristici:

tratament termic: NB, NG duritatea: flanc – DF HRC (52...60) rezistenta la pitting: [MPa] = 20DF+200 rezistenta la piciorul dintelui: [MPa] = 300...380 rezistenta la rupere: [ ] = 920...940 limita de curgere: = 730...740

Proiectarea unui angrenaj cilindric exterior cu dinti inclinatiCalculul de proiectare al unui angrenaj cilindric cu dinti inclinati

are la baza metodologia de calcul cuprinsa in STAS 12268-84 si 12223-84 particularizata conditiilor de functionare a angrenajelor din transmisiile mecanice uzuale.

Determinarea elementelor dimensionale principale ale angrenajului cilindric exterior cu dinti inclinati

In urma calcului de dimensionare al angrenajului se determina distanta dintre axe , modulul normal al danturii m , unghiul de inclinare al danturii B , numarul de dinti ai celor doua roti dintate z1 si z2 - ce formeaza angrenajul si distanta de referinta dintre axe .

A. Distanta intre axe –

8

Distanta minima dintre axe se deermina din conditia ca dantura angrenajului proiectat sa reziste la oboseala, la presiune hertziana de contact (pitting).relatia de calcul este:

,unde

In constructia reductoarelor de turatie, distanta dintre axe este standardizata rpin STAS 6055-82. Modul de adoptare a distantei standardizate este urmatorul:

- daca distanta dintre axe este cuprinsa intre doua valori consecutive si standardizate se adopta:

- , daca - , daca

Se adopta conform STAS Odata adoptata distanta dintre axe, se stie ca angrenajul rezista la

pitting. Cu aceasta valoare se calculeaza modulul danturii.

B .Modulul normal al danturii rotilor dintate –

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 modului normal minim este:

,unde

-

9

In constructia angrenajelor, modulul danturii este standardizat prin STAS 822-82. Rationamentul de adoptare a modulului standardizat este urmatorul:

- daca modulul este cuprinsa intre doua valori consecutive si standardizate se adopta:

- , daca - , daca

Se adopta conform STAS-ului mai sus mentionat valoarea de 6 pentru modul.

Cu distanta dintre axe si modulul standardizat, agrenajul rezista atat la pitting cat si la rupere.

C. Stabilirea unghiului de inclinare a dintilor dintare –

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 sa nu se regleze pentru ficare roata ca urmeaza a se dantura, se recomanda urmatoarea valoare a unghiului de inclinare:

D .Calculul numarului de dinti ai rotilor dinatate care formeaza angrenajul si .

Se determina mai intai, din considerente geometrice si cinematice, numarul probabil de dinti ai pinionului :

, unde

si au valorile standardizate adoptate la Punctele anterioare;

, raportul numarului de dinti;

dinti

Numarul de dinti ai pinionului se recomanda a se alege la valoarea intreaga cea mai apropiata sau imediat mai mica decat si trebuie. Totodata, sa indeplineasca conditiile:

a) > 14. Aceasta conditie nu este indeplinita intotdeauna, in special la angrenajele cu danturi durificate (DF>350 HB). Pentru a se indeplini conditiile ca > 14 dinti, se majoreaza distanta dintre axe la o valoare imediat superioara standardizata, se recalculeaza modulul

10

normal al danturii rotilor, dar cu distanta dintre axe majorata. Se standaridzeaza modulul calculat, apoi se recalculeaza si se adopta .

b) daca numarul de dinti ai pinionului neste cuprins intre 14 si 17 dinti, se va avea in vedere ca la alegerea coeficientului deplasarii sfecifice a danturii pinionului sa fie indeplinita conditia de evitare a subtaierii danturii

c) in special la rotile din materiale de imbunatatire sau normalizate se obtine la pinion un nr de dinti mult prea mare *> 25...50(80) dinti. In aceasta situatie, din considerente de precizie a executiei danturii, se recomanda a se adopta urmatoarele numere de dinti pentru pinion:

- , daca dinti- dinti , daca dinti- dinti , daca dinti- dinti . daca dinti

Se alege dinti.Fiind stabilit numarul de dinti al pinionului, se determina

numarul de dinti ai rotii conjugate cu relatia: dinti

Odata ales numarul de dinti al pinionului, se recalculeaza modulul danturii cu relatia:

E. Distanta de referinta dintre axe - Distanta de referinta dintre axe(distanta dintre axe, in cazul cand agrenajul ar fi nedeplasat) este:

Intre distanta dintre axe standardizata si distanta de referinta dintre axe trebuie sa fie indeplinite urmatoarele conditii:

Numarul de dinti si adoptati pentru pinion si roata trebuie astfel ales incat abaterea raportului de transmitere sa nu depaseasca abaterea admisibila =2,5%.

Pentru aceasta se calculeaza mai intai raportul de transmitere efectiv:

11

Relatia de verificare a abaterii raportului de transmiterii este:

In urma calcului de predimensionare al angrenajului cilindric cu dinti inclinati, s-au stabilit:

distanta dintre axe conform STAS 6055-82 modulul danturii conform STAS 822-82

- numarul de dinti ai pinionului si respectiv ai rotii

distanta de referinta dintre axe unghiul de inclinare - abaterea raportului de transmitere

B . Modulul normal al danturii rotilor dintate –

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 modului normal minim este:

,unde

In constructia angrenajelor, modulul danturii este standardizat prin STAS 822-82. Rationamentul de adoptare a modulului standardizat este urmatorul:

- daca modulul este cuprinsa intre doua valori consecutive si standardizate se adopta:

- , daca - , daca

Se adopta conform STAS-ului mai sus mentionat valoarea de 1,25 pentru modul.

12

Cu distanta dintre axe si modulul standardizat, agrenajul rezista atat la pitting cat si la rupere.

C’ .Calculul numarului de dinti ai rotilor dinatate care formeaza angrenajul si .

Se determina mai intai, din considerente geometrice si cinematice, numarul probabil de dinti ai pinionului :

, unde

si au valorile standardizate adoptate la punctele anterioare;

, raportul numarului de dinti;

dinti

Se alege dinti.Fiind stabilit numarul de dinti al pinionului, se determina

numarul de dinti ai rotii conjugate cu relatia: dinti

Odata ales numarul de dinti al pinionului, se recalculeaza modulul danturii cu relatia:

Conform STAS 882-82 se adopta

E’. Distanta de referinta dintre axe - Distanta de referinta dintre axe(distanta dintre axe, in cazul cand agrenajul ar fi nedeplasat) este:

Intre distanta dintre axe standardizata si distanta de referinta dintre axe trebuie sa fie indeplinite urmatoarele conditii:

Deoarece una din conditii nu este indeplinita se va modifica numarul de dinti al rotii conjugate: . Se vor reface calculele cu noua valoare adoptata.

13

Numarul de dinti si adoptati pentru pinion si roata trebuie astfel ales incat abaterea raportului de transmitere sa nu depaseasca abaterea admisibila =2,5%.

Pentru aceasta se calculeaza mai intai raportul de transmitere efectiv:

Relatia de verificare a abaterii raportului de transmiterii este:

In urma calcului de predimensionare al angrenajului cilindric cu dinti inclinati, s-au stabilit:

distanta dintre axe conform STAS 6055-82 modulul danturii conform STAS 822-82

- numarul de dinti ai pinionului si respectiv ai rotii

distanta de referinta dintre axe unghiul de inclinare - abaterea raportului de transmitere

Calculul geometric al angrenajului cilindric exterior cu dinti inclinati

Elementele geometrice ale angrenajului trebuiesc calculate cu o precizie suficient de mare (minim 4 zecimale exacte).

A. Elementele cremalierei de referinta

Daca generarea danturii se face cu freza melc, se obtin la dantura rotii elemenatele cremalierei de referinta, care sunt standardizate prin STAS 821-82.

unghiul profilului de referinta : coeficientului inaltimii capului de referinta : coeficientul inaltimii piciorului de referinta : jocul de referinta la picior : daca generarea danturii se face cu o roata

generatoareB. Calculul coeficientilor deplasarilor specifice ale danturii

14

- unghiul profilului danturii in plan frontal :

- unghiul de rostogolire frontal :

- suma deplasarilor specifice ale danturii rotilor in plan normal:

- numarul de dinti ai rotilor echivalente :

- elemetele geometrice ale angrenajului:- numarul de dinti: - unghiul de inclinare pe cilindrul de divizare: - unghiul de presiune pe cilindrul de divizare in plan normal:

- unghiul de presiune pe cilindrul de divizare in plan frontal:

- unghiul de angreanare in plan frontal: - modul normal: - pas normal:

- modul frontal:

- pas frontal: - coeficientul deplasarii de profil:

- inaltimea capului dintelui: ,und

e , coeficientul inaltimii capului de referinta (STAS 822-82)

15

- inaltimea piciorului dintelui:

, unde ,

coeficientul inaltimii capului de referinta (STAS 822-82)

- inaltimea dintelui:

- diametrul de divizare:

- diametrul de cap: - diametrul de picior: - diametrul de baza:

- diametrul de rostogolire:

- latimea danturii rotii: - diametrul de divizare al rotii echivalente(inlocuitoare):

- numarul de dinti ai rotii echivalente(inlocuitoare):

Calculul fortelor din angrenajul cilindric cu dinti inclinati

16

contactul a doi dinti apare o forta normala . Aceasta se descompune in trei componente pe trei directii ortogonale: forta tangentiala , forta radiala si forta axiala . Practic se calculeaza cele trei componente pe cercul de divizare al rotii. In consecinta, se calculeaza fortele ce actioneaza supra pinionului folosind momentul de torsiune motor, iar fortele care actioneaza asupra rotii conduse se iau egale si de sens contrar.

Forte tangentiale:

Forte radiale:

Forte axiale:

Forta normala:

Alegerea lubrifiantului si a sitemului de ungere a angrenajelor cilindrice cu dinti inclinati

Verificarea de rezistenta a danturii angrenajului cilindric cu dinti inclinati

A. Verificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui

La piciorul dintelui apare un efort unitar maxim datorat incovoierii variabile in timp dupa un ciclu de tip pulsator. Ca urmare, dupa un numar de cicluri de solicitare, se poate produce ruperea prin oboseala la piciorul dintelui. Verificarea solicitarii dintelui se face prin calcularea efortului unitar datorat incovoierii si compararea lui cu o valoare admisibila.

Relatia de verificare este:

in care: - efort unitar de incovoiere la piciorul dintelui;- - forta tangentiala la nivelul cercului de divizare;- - latimea rotii;- - modulul normal al danturii;- - factorul de forma al dintelui;

17

- - factorul de utilizare;- - factorul dinamic;

- - factor de repartitie frontala a sarcinii;

- - factorul repartitiei longitudinale

a sarcinii;

- - factorul unghiului de

inclinare;- - rezistenta limita la oboseala prin incovoiere;- - factorul numarului de cicluri de functionare;- - factorul concentratorului de tensiune;- - factor dimensional;- - factor de siguranta la rupere prin oboseala;

B. Verificarea solicitarii statice de incovoiere a piciorului dintelui la incarcarea maxima

Calculul urmareste evitarea deformatiilor plastice ale dintilor cu duritate mai mica de 350 HB, respectiv ruperea fragila prin soc a danturilor durificate superficial (DF>350 HB).

Tensiunea maxima de incovoiere la piciorul dintelui este data de relatia:

in care:

- - factorul de soc maxim;

- - momentul de torsiune maxim care poate aparea la pornire sau in cazul blocarii accidentale a transmisiei in timpul functionarii;- - momentul de torsiune nominal pe arborele pinionului angrenajului;- - rezistenta de rupere statica prin incovoiere;- - coeficientul de siguranta la solocitarea statica prin soc a piciorului dintelui. Se adopta

18

nu se verifica solicitarea la

incovoiere

Proiectarea transmisiei prin curele trapezoidale

Proiecterea TCT este reglementata prin norme de firma sau standarde nationale si comporta urmatoarele etape:

Date de proiectare

Alegerea profilului curelei

Profilul CT este dependent de turatie si putere si se alege din diagrame

Profilul CT – curea trapezoidala

19

Din STAS 7192-83 se aleg elementele geometrice ale sectiunii curelei trapezoidale:

Tipul

curelei

Dimens caracteristice ale sectiunii

lp x h

a[mm

]

h±Δh

[mm]

bmax

[mm]

α0

Lungimi primitive

Lp

Dp

min

[mm]

Sectiunea

curelei Ac

[mm2]SPZ 8.5 x 8 - 8±0.

42 40±

1De la

Pana la

71 84

630 3550Alegerea puterii transmisa de o curea si diametrul primitiv al rotii conducatoare

Se foloseste puterea ipotetica transmisa de o curea:

Pentru fiecare se cunosc:

Din STAS 1163-67 rezulta:

20

Calculul diametrului primitiv al rotii conduse:

Rezulta:

Stabilirea distantei dintre axeDistanta dintre axe se impune in limitele:

Aleg

Calculul lungimii curelei

se standardizeaza STAS 7192-65

Recalcularea distantei dintre axe:

Calculul unghiului dintre ramurile curelei sau al unghiurilor de infasurare a curelei pe roti:

21

Calculul numarului de curele necesare

1) Proiectarea rotilor de cureaSe proiecteaza roata mica pe format A4

SPZ αc lp nmin mmin f e r h bmax

34° 8.5 1.8 4.7 7±1 8 0.5 8 2

22

Alegerea si verificarea penelorCele mai utilizate elemente de asamblare arbore-butuc,in transmisiile mecanice sunt penele paralele.Penele se aleg conform STAS 1004-81.Pana 1 – capat arbore intrare - pana paralela - forma C

0

20

0

4100...120

8

50

850 46

2 2

30

7

1

4 4 88540 136,6

7 46 30

t Am am

c

c

A

t Am ma

c

M KP P MPa

h l d

b mm

l mm

bl l mm

d mm

h mm

K

M KP MPa P

h l d

2

0

2

260...80

2 8854014,7

8 50 30

tf af

f af

M Nmmb l d

Nmm

Pana 2 – pana paralela forma A

23

0

20

0

4100...120

14

50

50 14 36

85

14

1

4 4 334390 121

9 36 48

t Am am

c

c

A

t Am ma

c

M KP P MPa

h l d

b mm

l mm

l l b mm

d mm

h mm

K

M KP MPa P

h l d

2

0

2

260...80

2 33439019

14 50 48

tf af

f af

M Nmmb l d

Nmm

Pana 3 – pana paralela forma A

24

0

20

0

4100...120

5

70

70 5 65

90

14

1

4 4 962800 147

14 65 90

t Am am

c

c

A

t Am ma

c

M KP P MPa

h l d

b mm

l mm

l l b mm

d mm

h mm

K

M KP MPa P

h l d

2

0

2

260...80

2 96280061

5 70 90

tf af

f af

M Nmmb l d

Nmm

Pana 4 – capat arbore iesire - pana paralela - forma C

0

20

0

4100...120

18

100

18100 91

2 2

63

11

1

4 4 962800 161

11 91 63

t Am am

c

c

A

t Am ma

c

M KP P MPa

h l d

b mm

l mm

bl l mm

d mm

h mm

K

M KP MPa P

h l d

2

0

2

260...80

2 96280016

18 100 63

tf af

f af

M Nmmb l d

Nmm

25

Calculul de reactiunilor si diagramele de moment pentru arboreleI V

1

2

42

102

47

96

228

a

b

c

d

d

1

2

1

2

1

2

2105

322,6

4412

322,6

11942

3716,2

a

a

r

r

t

t

F

F

F

F

F

F

1 11 1 2

1 21 2 2 1

( ) ( ) 02 2

13020

( ) ( ) 02 2

607

A a r a

A

B a a r r

B

d dV a b c F F b c F c

V

d dV a b c F F F b a F c

V

1 2

2 1

( ) ( ) 0

9917

( ) ( ) 0

5427

A t t

A

B t t

B

H a b c F b c F c

H

H a b c F a b F a

H

2 2

2 2

16366

5460

A A A

B B B

R H V N

R H V N

1 2 1782,4a a aF F F N

Calculul de reactiunilor si diagramele de moment pentru arborele V83

44

160

294

a

b

c

d

2105,7

4412,7

11942

a

r

t

F

F

F

26

0

( ) 02

4977

B

A r a

A

M

dV b c F c F

V

0

( ) 02

565

A

B A r

B

M

dV b c F F b

V

0

( ) 0

9366

B

A t

A

M

H b c F c

H

0

( ) 0

2575

A

B t

B

M

H b c F b

H

2 2

2 2

10606

2684

A A A

B B B

R H V N

R H V N

Verificarea rulmentilor

Arbore I - Rulmenti radiali axiali cu role conice56

2158,3

6098,5

322,6

400

1

1

rulm

A

B

a

d mm

R N

R N

F N

n rpm

V

i

Am ales rulmentul 30209

30209 33209 32309d 45 45 45D 85 85 100B 19 32 36

C[kN] 58,5 93 1220C [kN] 45 83 104

0

aF

C 0,007 0,003 0,003

e 0,4 0,38 0,34X 1 1 1Y 0 0 0a

B

F

R 0,1 0,1 0,1

BP 2158,3 2158,3 2158,3P 2158 2158 2158hL 464361 1865680 4211801

27

Arbore II - Rulmenti radiali axiali cu role conice40

16366

5460

1782.4

100

1

1

rulm

A

B

a

d mm

R N

R N

F N

n rpm

V

i

63 10

( )60

15510

aB B a

B

h ha

ha

Fe P V X R Y F

R

CL L

P nL ore

Am ales rulmentul 7208C

Arbore III -

Rulmenti radiali axiali cu role conice80

10606

2684

2105

100

1

1

rulm

A

B

a

d mm

R N

R N

F N

n rpm

V

i

7008C 7208C 7208B 7308Bd 40 40 40 40D 68 80 80 90B 15 18 18 23

C[kN] 15,6 28,5 25 35,50C [kN] 12,2 22,4 19 25,5

0

aF

C 0,14 0,07 0,09 0,06

e 0,42 0,37 0,39 0,36X 0,47 0,47 0,47 0,47Y 1,30 1,46 1,37 1,49a

B

F

R 0,32 0,32 0,32 0,32

BP 4883,2 5168,5 5008 5221,9P 4880 5170 5000 5220hL 3024 15510 11574 29123

28

63 10

( )60

108060

aB B a

B

h ha

ha

Fe P V X R Y F

R

CL L

P nL ore

Am ales rulmentul 6016

6016 6216 6316 6416d 80 80 80 80D 125 140 170 200B 22 26 39 48

C[kN] 36,5 54 95 1250C [kN] 31,5 45 80 125

0

aF

C 0,06 0,04 0,02 0,01

e 0,27 0,23 0,21 0,19X 0,56 0,56 0,56 0,56Y 1,68 1,89 2,1 2,3a

B

F

R 0,7 0,7 0,7 0,7

BP 5039,4 5481,4 5983,5 6344,5P 5000 5480 5980 6340hL 108060 265789 1113691 2128922

29

Calculul randamentului reductorului:Pp=Pi-Pe=5,31;

Gn= Ga* G12

* Gn= Gak* G12

* Gac* G12

* Gu=0,88.Randamentul angrenajului cilindric;

Gac=1-{[( * εα)/cos β]*(1/z1+1/z2)*k =0,99Randamentul datorat pierderilor prin barbotare;

Gu=1-{[8*vtw*b2* vtw*vt*200/(z1+z2)]*pi*106}=0,99;

Fisa tehnologica a arborelui Operatia tehnologica Masina Unealta Scule Timp

1 Debitarea Fierastrau mecanic 20

2 Indreptare Ciocan pneumatic 10

3 C.T.C 10

4 Indreptare fete laterale

Strung Cutite de strung 20

5 Centruirea Strung Cutit de centruire 25

6 Prelucrarea treptelor

strung Cutit de strung 50

7 C.T.C 10

30

8 Frezarea canalului Freza Freza 15

9 Rectificarea Masina rectificat Piatra de rectificat

25

10 Tratament termic cuptor 30

11 C.T.C Final subler 10

Tehnologia de fabricatie a arborelui

1.Debitare

2.Prelucrarea treptelor - strunjire la Ø55 x 88- strunjire la Ø60 x 80- strunjire la Ø65 x 78- strunjire la Ø69 x 99

- strunjire la Ø100 x 15- strunjire la Ø73 x 12- strunjire la Ø70 x 23

31

3.Frezarea canalului de pana - lungime = 55mm- Raza = 11

4. Realizare tesituri la capete- 2 x 45o

32