transmisie mecanica

ORGANE DE MASINI

TEMA DE PROIECTARE

Sa se proiecteze o transmisie mecanica pentru actionarea unei masini de lucru . Transmisia mecanica este formata din:

a) motor electric asincron trifazat (motor cu rotor in scurt-circuit).

b) transmisie prin curea trapezoidala.

c) reductor de turatie cu doua treapte de reducere.

d) cuplaj de legatura cu masina de lucru.

e) Masina de lucru(concasor, instalatie de sablare, compresor, banda transportoare,elevator, moara de nisip, ascensor).

DATE DE TEHNICE

Puterea la arborele masinii de lucru PML=0.6 kW

Turatia la arborele masinii de lucru nML=270 rot/min

Regimul de lucru al sistemului - stationar.

Raportul de transmisie al transmisiei prin curea iTCT=25

Raportul de transmisie al reductorului de turatie iRT=18

Tipul reductorului : Desfasurat vertical

Durata totala de functionare Lh=20.000 h

Numarul de schimburi : 2

Partea grafica a proiectului va consta intr-un desen de ansamblu a transmisiei mecanice la scara 1:1 in minimum 2 proiectii si doua desene de executie pentru roata condusa si arborele de intrare al reductorului.

CAPITOLUL I

1.Studiul solutiilor similare

1.1 Generalitati

Transmisiile mecanice sunt mecanisme care servesc la transmiterea energiei, de obicei cu modificarea turatiilor si, prin urmare a fortelor si momentelor, iar cateodata, cu modificarea felului sau a legii miscarii.

Transmisiile mecanice se folosesc in urmatoarele cazuri:

- cand turatia masinii de lucru este diferita de turatia motorului de actionare;

- cand masina de lucru are o miscare diferita de cea a motorului de actionare;

- cand cu un motor se pun in miscare mai multe mecanisme sau masini de lucru;

- cand momentul motor necesar la masina de lucru este mai mare decat cel obtinut la

arborele motorului de actionare;

- cand axele arborilor masinii de lucru au pozitii diferite de cea a axei arborelui motorului de actionare.

Transmisiile mecanice folosite la transmiterea miscarii, a momentului de torsiune - deci a puterii - de la arborele motor la cel condus, pot fi directe sau indirecte (fig.1)

Fig.1 Principalele tipuri de transmisii mecanice

Dupa modul de transmitere transmisiile mecanice sunt prin angrenare si prin frecare. Transmisiile prin angrenare sunt cu elemente rigide - angrenaje (contact direct) sau cu elemente flexibile - transmisii prin lanturi (contact indirect). Transmisiile prin frecare sunt cu elemente rigide - roti de frictiune, sau cu elemente flexibile - transmisii prin curele.

Dupa posibilitatea de variere a raportului de transmitere transmisiile mecanice pot avea raportul de transmitere constant, variabil in trepte (cutii de viteze) sau variabil continuu (variatoare).

Proiectarea transmisiilor mecanice cu raport de transmitere constant impune, intr-o prima etapa, alegerea tipului de transmisie corespunzator procesului de lucru si a motorului de actionare. La alegerea tipului de transmisie trebuie sa se tina seama de o serie de factori, dintre

care cei mai importanti sunt: randamentul, durabilitatea, tipul fabricatiei, conditiile tehnologice de fabricatie, de montaj, de exploatare etc.

Pentru alegerea unei transmisii corespunzatoare scopului ales trebuie avute in vedere urmatoarele recomandari:

a. La rapoarte de transmitere constante si distante relativ reduse intre axe este rationala folosirea reductoarelor cu roti dintate. La distante mari (<12m) se pot utiliza transmisii prin curele.

b. La rapoarte de transmitere variabile, transmisiile mecanice sunt folosite sub forma

de cutii de viteze, iar ca variatoare de turatie au o raspandire mai redusa. Sunt de preferat transmisiile mecanice pentru transmiterea la putere constanta cu cresterea momentului la arborele condus la reducerea turatiei.

c. Cand se pune problema reglarii automate a turatiei in functie de conditiile cerute de masina de lucru, se utilizeaza variatoare de turatie.

Transmisiile prin curele permit modificarea turatiei prin folosirea de roti etejate sau sortimente de roti de schimb. Acestea prezinta avantajele unui mers linistit, cost redus si impun conditii de inalta precizie pentru executia arborilor, lagarelor si a montajului. Dezavantajele acestor transmisii constau in aceea ca au gabarit mare, nu pot fi folosite in lanturi cinematice divizore (din cauza alunecarii), au durabilitate redusa iar automatizarea comenzii este foarte dificila.

Transmisiile mecanice sunt deosebit de importante in constructia de masini, fiind necesare in numeroase cazuri.

Se stie ca, in majoritatea situatiilor, pentru actionarea masinilor, se utilizeaza motoare electrice. Dimensiunile motoarelor electrice sunt cu atat mai mici la puterea data cu cat turatiile lor sunt mai mari. La turatii mari, momentele de torsiune sunt reduse, deci si ariile sectiunilor solicitate vor fi mai mici, ceea ce inseamna gabarite mai mici. Deseori masinile de lucru necesita viteze foarte diferite de cele ale masinilor electrice. Aceasta caracteristica de baza a determinat dezvoltarea transmisiilor mecanice reductoare sau multiplicatoare, avand si capacitatea de transformare calitativa a miscarii mecanice.

Cand este necesara transmiterea miscarii mecanice fara transformarea cantitativa sau calitativa a acesteia, se folosesc fie organe de legatura directa intre arborele conducator si cel condus, fie diferite tipuri de transmisii mecanice intermediare.

Realizarea vitezei unghiulare, impuse masinii de lucru difera de cea a motorului, ca si varierea turatiei in timpul functionarii, se obtin mai simplu cu ajutorul transmisiei cu parghii, cu came, cu curele.

Deseori, acelasi motor pune in miscare mai multe mecanisme cu directiile axelor de rotatie diferite, cand unele mecanisme nu pot fi cuplate direct la motor.

Transmisiile reductoare, multiplicatoare ca si cele intermediare pot fi transmisii de putere sau transmisii cinematice - cand puterea necesara a fi este foarte redusa.

Dupa viteza elementului condus transmisia poate fi considerata: cu viteza redusa (v

1m/s), cu viteza mica (v=13m/s), cu viteza medie (v=310m/s), cu viteza mare (v=1020m/s), cu viteza foarte mare (v 20m/s).

Proiectarea unei transmisii mecanice presupune cunoasterea puterii si turatiei masinii motoare, rapoartele de transmitere pentru treptele de turatie si puterea si turatia la masina de lucru.

In general, ca date de proiectare se cunosc : puterea la masina de lucru, turatia masinii de lucru si, uneori, raportul de modificare a turatiei de la masina motoare la masina de lucru. In functie de aceste date initiale este necesara determinarea puterii si turatiei motorului de actionare, iar cand acesta este standardizat, alegerea sa din norme sau STAS.

1.2.Studiul asupra trnsmisiilor prin curele

Transmisia prin curele este o transmisie prin frictiune, la care energia se transmite de la un arbore la celalalt (ceilalti) datorita frecarii dintre un element flexibil si fara fire tensionat, numit curea, si rotile de curea (saibe) conducatoare si condusa.

Principalele avantaje oferite de transmisiile prin curele fata de alte tipuri de transmisii sunt: posibilitatea transmiterii miscarii la distante apreciabile si pozitii diferite ale arborilor, functionare lina si relativ silentioasa, amortizare a socurilor si vibratiilor, patinare la suprasarcini, constituind un element de siguranta pentru masina, constructie simpla, exploatare simpla, precizie de executie si de montaj scazuta.

Principalele dezavantaje sunt: gabarit mare, imposibilitatea obtinerii de rapoarte de tra 141e42b nsmitere constante ca urmare a alunecarii elastice, durabilitate limitata, variatia coeficientului de frecare cu uzura, necesitatea unor dispozitive de intindere.

Domenii de utilizare. Transmisiile prin curele au urmatoarele domenii de utilizare:

- curele late pentru transmiterea de puteri de P 2000 kw, la v 90 m/s, distante dintre axe A 12 m, randament = 0,94 si rapoarte de transmitere i 6.

- curele trapezoidale pentru: P 1200 kw; v 50 m/s; i 10; A 6 m

- curele rotunde ca transmisii cinematice in mecanica fina.

Transmisiile prin curele se pot clasifica din mai multe puncte de vedere :

- dupa pozitia axelor - cu axe paralele - cu ramuri deschise

- cu ramuri incrucisate

- cu axe incrucisate - cu role de ghidare

- fara role de ghidare

- dupa numarul curelelor din transmisie - cu o curea

- cu mai multe curele

- dupa felul rotilor - forma constructiva - cu obada neteda

- cu obada canelata

- cu obada in trepte

- rol functional - cu roata libera

- cu roti multiple - cu infasurare multipla

- cu suprapunere

- tangentiale

- dupa felul sectiunii curelei - lata (dreptunghiulara)

- trapezoidala

- rotunda

- dupa materialul curelei - piele

- textile tesute

- material plastic

- otel (benzi)

- dupa modul de pretensionare a curelei - permanent

- automat

- dupa raportul de transmitere - constant

- variabil - in trepte

- continuu (variatoare)

Transmisia paralela cu ramuri deschise este aceea la care axele rotilor sunt in acelasi plan si rotile se rotesc in acelasi sens.(fig. 1)

Transmisia paralela cu ramuri incrucisate este aceea la care axele rotilor sunt in acelasi plan, dar rotile se rotesc in sensuri opuse. Prezinta avantajul unor unghiuri de infasurare mai mari si dezavantajul frecarii intre muchiile curelei (fig. 2).

Transmisia cu axe incrucisate este aceea la care axele rotilor sunt incrucisate. Pentru a conduce cureaua pe traseul necesar se utilizeaza, de obicei, role de ghidare. Se prefera, in acest caz, curele mai inguste. (fig. 3)

Se obisnuieste a se denumi transmisia la care axele sunt incrucisate, iar cureaua este semiincrucisata transmisie semiincrucisata; asemenea transmisii nu necesita role de ghidare.

Transmisia permite un singur sens de rotatie.

Transmisia in paralel sau imperecheata este aceea la care mai multe curele sunt montate pe o roata de curea. Se utilizeaza mai ales curele trapezoidale.

Transmisia cu roti etajate (obada in trepte) este aceea care permite prin mutarea curelei de pe un diametru pe altul realizarea de diferite rapoarte de transmitere.(fig. 4)

Transmisia cu roata libera este aceea la care cureaua poate fi mutata de pe o roata condusa pe o roata libera pe arbore.(fig. 5)

Transmisia cu roti multiple este aceea la care exista mai multi arbori condusi si eventual mai multi arbori motori. Cea mai frecvent utilizata varianta constructiva este cea cu infasurare normala a curelei pe rotile de curea, cureaua infasurand rotile de curea de-a lungul unui anumit arc. Exista cazuri cand pe o roata sunt infasurate doua curele suprapuse (solutie constructiva folosita rar).(fig.6 si fig. 7)

Fig.1

Fig.2

Fig.3

Fig.4

Fig.5

Fig.6, 7

O solutie utilizata la antrenarea unor axe multiple (la masini de rasucit fire textile, de exemplu) este cea cu curele tangentiale.

Curelele late (dreptunghiulare, fig.9 a si trapezoidale fig.9 b) cu cea mai larga raspandire. Curelele rotunde (fig.9 c) din cauza presiunii de contact mari dintre curea si canal, prezinta uzuri mari, motiv pentru care in prezent au fost inlocuite, in mare masura, prin curelele trapezoidale.

Fig.9. Forme ale sectiunii unei curele a, b, c

Transmisii prin curele late

Curelele late pot fi: curele din piele, tesute, curele compuse si curele din banda de otel.

Curelele din piele se confectioneaza din piele de bovine, intr-unul sau mai multe straturi asamblate prin lipire si coasere. Tabacirea pieilor se poate face cu tananti vegetali, minerali sau combinati.

Conform standardelor romanesti, curelele late din piele se clasifica in urmatoarele 4 grupe:

- grupa A - curele late - simple - grosimea 37 mm

- duble - grosimea 8l4 mm (STAS 5917 - 71)

- grupa B - curele pe muchie, care se obtin din fasii de piele asamblate intre ele prin cuie

speciale si care vin in contact cu roata pe muchia fasiilor de piele. Sunt recomandate pentru puteri peste 10 kW/cm latime de curea, distante intre axe peste 10 m sau forte tangentiale variabile. Nu sunt indicate la transmisii incrucisate, cu furca de schimbare sau la transmisii cu mai mult de 3 roti. Grosimea curelei este intre 12.31.5 mm (STAS 866 - 75).

- grupa C - curele rotunde cu diametrul de 5,6 sau 7 mm (STAS 7632 - 76)

- grupa D - curele rasucite cu diametrul de 8, 9, 10, 12, 15, 18 sau 20 mm

(STAS 7632 - 76).

Curelele tesute folosesc materiale textile, naturale (bumbac, lana, par de camila si capra) sau fibre sintetice ca: viscoza, poliamida sau poliester. Acestea prezinta avantajul ca se pot fabrica curele foarte lungi fara nici o lipitura si sunt rezistente la agentii atmosferici si ai mediului industrial.

Se executa in 3 tipuri: - curea confectionata in straturi paralele, fara invelis din cauciuc

- curea cu tesatura infasurata, fara invelis de cauciuc

- curea confectionata cu tesatura infasurata si cu invelis de cauciuc.

Curelele compuse imbina proprietatile de rezistenta ale materialelor plastice cu cele de frictiune (coeficient de frecare ridicat) al pielei. Ele sunt formate dintr-o tesatura din fibre poliamidice, captusita la interior cu un strat de aderenta de piele si avand la exterior un strat de protectie. Aceste curele se folosesc pentru transmiterea de puteri foarte mari pana la 5000KW.

Curelele din banda de otel au dimensiuni mai reduse comparativ cu curelele din alte materiale. Ele au alunecare elastica neglijabila dar cer un montaj precis si nu functioneaza bine cand sunt supuse vibratiilor. Benzile se executa din otel de inalta rezistenta si sunt utilizate la puteri si viteze mari.

Transmisii prin curele late dintate

Curelele late dintate au aparut din preocuparea de a imbina avantajele transmisiei indirecte prin curele sau lanturi cu cele ale transmisiei indirecte prin angrenare. Astfel, aceste transmisii au un raport de transmisie constant, randament ridicat, nu prezinta fenomenul de alunecare elastica, nu necesita tensionare initiala ridicata si deci nu incarca suplimentar arborii si nu obliga la reglaj periodic a distantei dintre axe. Totodata, comparativ cu transmisia prin lanturi, au un mers mai silentios si un cost mai scazut. Cureaua este prevazuta pe o parte cu dinti ce angreneaza cu dintii corespunzatori ai rotii.

Transmisiile prin curelele trapezoidale au o capacitate portanta superioara transmisiilor prin curele late ca urmare a cresterii aparente a coeficientului de frecare.

Curelele trapezoidale se executa, in general, fara sfarsit, fiind compuse din elemente de rezistenta inglobate intr-o masa de cauciuc, invelita la exterior intr-un strat de protectie din panza cauciucata.

Dupa tipul elementelor de rezistenta, curelele trapezoidale se impart in doua grupe:

- grupa S - cu element de rezistenta din snururi cablate

a

- grupa R - cu element de rezistenta din retea de cord

b

Forma sectiunii curelei este un trapez isoscel. Dupa raportul b/h dintre latimea curelei corespunzatoare axei neutre si inaltimea sa, curelele trapezoidale se impart in urmatoarele trei grupe:

- clasice (b/h=1,3.1,4) STAS 1164 - 71 tipurile Y,Z, A, B, C, D, E

- inguste (b/h=1.1.1) STAS 7192 - 65 tipurile SPZ, SPA, SPB, SPC

- late (b/h=3,125) STAS 7503 - 66 tipul W 16-100.

- dublu trapezoidale care asigura transmiterea miscarii in cazul transmisiilor cu mai multe roti conduse, dispuse pe ambele parti ale curelei.

Curele trapezoidale clasice au fost primele care s-au utilizat. Curele trapezoidale inguste prezinta avantajul unei suprafete marite de contact cu canalul, fiind mai rezistente la uzare si permitand viteze periferice mai mari. Este recomandat ca la constructiile noi sa se utilizeze cu prioritate curelele trapezoidale inguste. Unghiul la varful trapezului este pentru cele clasice si inguste α=40o

1. Curelele trapezoidale late se utilizeaza la variatoare cu curea trapezoidala. Unghiul la varf α al trapezului este de 26o. Transmisia prin curele trapezoidale prezinta o serie de avantaje care au facut ca ea sa fie larg utilizata in constructia de masini, mai frecvent decat transmisia prin curele late, in special la distante mici dintre axe si rapoarte mari de transmitere.

Datorita efectului de impanare a curelei in canalul rotii frecarea care apare in timpul functionarii dintre curea si roata creste simtitor.

1.3.Studiul asupra reductoarelor cu roti dintate

Intre transmisiile mecanice actuale, transmisiile cu roti dintate au cea mai larga utilizare, asigurand constructii compacte si fiabile pentru intregul diapazon de puteri ale utilajelor. Transmisiile cu roti dintate cuprind: reductoare, cutii de viteza, variatoare.

Rotile dintate sunt organe de masini ale caror dinti sunt dispusi regulat pe suprafete teoretice, in general de revolutie. Aceste suprafete, in cazul a doua roti dintate in angrenare, se rostogolesc una peste cealalta, datorita carui fapt se numesc suprafete de rostogolire.

Procesul continuu de contact dintre dintii rotilor conjugate ale unui angrenaj, in vederea asigurarii miscarii continue, se numeste angrenare.

Angrenajul este un mecanism format din doua roti dintate conjugate, care transmite direct miscare de rotatie si momentul de torsiune de la un arbore conducator la un arbore condus.

In comparatie cu alte transmisii mecanice, angrenajele prezinta urmatoarele avantaje:

- pot realiza rapoarte de transmitere constante, intr-o gama larga de valori;

- permit transmitere miscarii intre arbori cu axele de rotatie dispuse oricum in plan si in spatiu;

- au randament ridicat, gabarit redus, durabilitate si siguranta mare in exploatare;

Caracteristicile ce dezavantajeaza angrenajele sunt:

- valoarea raportului de transmitere nu poate fi oarecare, deoarece numarul de dinti ai rotilor este un numar intreg;

- necesita utilaje, scule si instrumente speciale pentru constructia si controlul rotilor dintate;

- impun o precizie mare de executie si montaj, mai ales atunci cand precizia de executie este mica.

Principalele criterii de deosebire a tipurilor de angrenare reprezentative sunt: pozitia relativa a arborilor, axa longitudinala a dintilor, forma profilului dintilor, forma suprafetei de referinta a danturii.

Transmiterea miscarii si a puterii se poate face intre arbori paraleli - angrenaje paralele (fig. 1 a,b,c,d). In acest caz, rotile dintate au forma cilindrica, cu danturare in exterior sau in interior, iar dintii pot avea axa longitudinala paralela cu axele de rotatie ale rotilor (fig.1 a,c,g); inclinata (b); in V (d); in W sau chiar axa curba.

Transmiterea miscarii intre arbori concurenti se realizeaza cu angrenaje conice, compuse din roti danturate pe suprafete conice (fig. 1 e), iar dintii pot avea axa longitudinala dreapta sau curba.

Angrenajele cu arbori neconcurenti folosesc roti elicoidale, danturate pe suprafete cilindrice(fig. 1 h), conice (fig. 1 f).

Principalele tipuri de angrenaje

I-cu axe paralele, II- cu axe concurente in plan, III- cu axe concurente in spatiu

Transmisiile mecanice pot fi prin angrenare si prin frecare. Transmisiile prin angrenare cu raport de transmitere constant montate in carcase inchise se numesc reductoare cand reduc turatia (i>1) si amplificatoare cand maresc turatia (i<1).

Reductoarele pot fi cu una, doua sau mai multe trepte de reducere, construite fie ca subansamble izolate, fie ca, facand parte din ansamblul unei masini. In functie de pozitiile relative ale arborelui motor si condus reductoarele se construiesc cu roti dintate cilindrice (cand cele doua axe sunt paralele sau coaxiale), cu roti conice si roti pseudoconice (cand cei doi arbori sunt concurenti sau incrucisati) sau in combinatii de roti conice sau angrenaje melcate cu roti cilindrice.

Dupa pozitia axelor rotilor dintate distingem reductoare cu axe fixe si reductoare cu

axe mobile (reductoare diferentiale si planetare).

Reductoarele cu roti dintate au larga utilizare datorita avantajelor pe care le prezinta: raport de transmitere constant, gabarit redus, randament ridicat, intretinere simpla si usoara.

Ca dezavantaje se mentioneaza: cost relativ ridicat, executie si montaj de precizie, producerea de zgomot, socuri si vibratii.

Reductoarele cilindrice sunt cele mai raspandite datorita gamei largi de puteri si rapoarte de transmitere ce se pot realiza cu ajutorul lor cat si a posibilitatii tipizarii si executiei in uzine specializate.

Reductoarele cilindrice sunt standardizate si tipizate. Sunt standardizate distanta dintre axe, raportul de transmitere si dimensiunile principale.

Reductoarele pot fi de uz general sau speciale. Reductoarele de uz general au un singur lant cinematic si o carcasa independenta si inchisa.

Reductoarele cu angrenaje cilindrice pot fi construite cu roti dintate cilindrice cu dinti drepti, inclinati sau in V, cu dantura exterioara si foarte rar ,cu dantura interioara.

Rotile dintate cilindrice cu dinti drepti se recomanda la viteze periferice reduse, cand nu apar socuri si zgomot, la cutii de viteza cu roti deplasabile.

Rotile dintate cilindrice cu dinti inclinati si in V se recomanda la angrenaje silentioase si la viteze periferice mari. Rotile dintate cu dinti in V se folosesc, de preferinta, la reductoarele cu dimensiuni mari pe cand cele cu dinti drepti si inclinati la reductoarele mici si mijlocii.

La puteri mai mari si rapoarte de transmitere i=7,160 se utilizeaza reductoare cu roti dintate cilindrice cu dinti in V.

Reductor cu roti dintate cilindrice cu o treapta

a - vedere generala; b - schema

Reductor cu roti dintate cilindrice cu dinti inclinati in doua trepte


Reductor cu roti dintate cilindrice cu dinti in V in doua trepte


Reductor cu roti dintate cilindrice cu dinti in V, in doua trepte cu trepte divizate

a - vedere generala; b - schema cu prima treapta divizata; c - schema cu treapta a doua divizata

Reductor cu roti dintate cilindrice cu dinti inclinati in doua trepte


Reductor cu roti dintate cilindrice cu dinti inclinati in trepte trepte


Reductor cu roti dintate pseudoconice (hipoide) cu o treapta


Reductor planetar


Datorita rigiditatii reduse a arborelui motor intermediar, cu cresterea distantelor dintre axe si a puterilor ce se transmit, neuniformitatea sarcinii in lungul flancului dintelui creste, motiv pentru

care aceste reductoare sunt recomandate pentru puteri mici si mijlocii. O larga raspandire o au reductoarele cu trei axe geometrice cu una din trepte realizata cu roti duble, datorita repartitiei uniforme a sarcinii pe reazemele arborilor si a posibilitatii utilizarii a capacitatii portante a rotilor ambelor trepte.

Reductoarele cilindrice cu trei trepte se utilizeaza la rapoarte de transmitere i=40.180 si distanta intre axe pana la 1250 mm, cu randament de 0.96.0.97. Aceste reductoare sunt combinatii ale variantelor constructive de reductoare cu doua trepte. Reductoarele cu roti dintate conice se folosesc in cazul transmiterii puterii intre arbori cu axe concurente pentru rapoarte de transmitere i=16 si numai atunci cand constuctia masinii impune utilizarea lor. Cum de obicei o roata dintata conica este in consola, conditiile de lucru ale dintilor sunt mult inrautatite. La reductoarele de putere mare, pentru inlaturarea acestui dezavantaj, se pot utiliza angrenaje pseudoconice sau hipoide la care ambele roti pot fi montate intre reazeme.

Rotile conice cu dinti drepti se folosesc la viteze periferice reduse cand unele abateri ale pasului sau profilului nu produc incarcari dinamice mari si zgomot. Rotile conice cu dinti drepti sunt foarte sensibile la defecte de montaj si deformatii sub sarcina, in schimb produc cea mai redusa incarcare axiala dintre toate tipurile de roti conice.

Rotile conice cu inclinati pot lucra la viteze periferice pana la 12m/s. Ele se folosesc indeosebi la angrenaje cu roti mari, cand nu se pot executa roti cu dinti curbi. Rotile dintate conice cu dinti curbi se recomanda a se utiliza de la viteze de la 3m/s pana la 35-40m/s. Pentru viteze periferice mai mari, dintii se slefuiesc.

Materiale folosite in constructia reductoarelor

Rotile dintate se pot executa dintr-o gama foarte larga de materiale. In primul rand se folosesc otelurile, si anume - cele de imbunatatire - otel-carbon cu 0.4 - 0.6%C si otelurile-carbon cu 0.35 - 0.45%C slab aliate cu Mn, Cr, Cr-Mo, Cr-Ni.

- cele de nitrurare - 38MoCA09

- cele de cementare - OLC 10, OLC 15

Fontele sunt folosite la angrenaje cu functionare lenta, roti de schimb care functioneaza rar. Cele mai folosite sunt fontele albe, cenusii, bronzurile cu aluminiu si cu staniu. Rezistenta la uzura a flancurilor dintilor depinde in mare masura de structura fontei insa poate fi marita si prin elemente de aliere cum ar fi nichelul, cromul, molibdenul, cuprul.

Pentru imbinare proprietatilor de amortizare a socurilor cu o buna rezistenta se folosesc fontele cu grafit nodular sau fontele maleabile perlitice.

Materialele neferoase se folosesc la angrenajele melcate. In general, se folosesc bronzuri care au proprietati de antifrictiune superioare, rezistenta mare la coroziune si se prelucreaza usor.

Materiale nemetalice. Pentru inlocuirea metalelor se folosesc in ultimul timp materiale plastice de tipul textolitului, poliesterilor, poliamidei.

Buna functionare a angrenajelor este determinata in principal de precizia prelucrarii danturii.

Principalele erori de executie a danturii se refera la profilul flancurilor, la pasul danturii si la directia dintilor.

Deteriorarea angrenajelor se datoreaza proceselor complexe ce se produc in zona angrenarii sub actiunea solicitarilor in regim de functionare.

Cauzele deteriorarii danturii sunt:

- ruperea dintelui - suprasolicitare statica

- solicitare de oboseala

- deteriorarea flancurilor - oboseala straturilor superficiale

- uzarea abraziva - normala

- distructiva

- gripare

- uzura coroziva

- zgariere

- exfoliere sau cojire

- arsura

- decolorare

- deformare

- defecte discrete - fisurare - de cristalizare

- de tratament

- de prelucrare

1.4. Studiu asupra cuplajelor permanente mobile

In alegerea cuplajului optim, pentru anumita transmisie mecanica se impune sa se cunoasca urmatoarele;

- momentul de torsiune ce trebuie transmis de cuplaj

- valorile maxime estimate

- domeniul de variatie al turatiei arborilor cuplatilor

- pozitia relativa a arborilor atat in timpul montajului cat si in functionare

- caracteristicile mecanice si functionale ale celor doua parti ale transmisiei, legate prin cuplaj: momente de inertie reduse la arborele cuplajului; modul de variatie al vitezei unghiulare a celor doi arbori

- conditiile de functionare, mediul ambiant, durate de functionare.

- posibilitati de legare a cuplajului cu arborii transmisiei prin pene, caneluri, flanse.

- caracterul necesar al legaturii realizate de cuplaj: permanenta sau intermitenta

- dimensiuni de gabarit maxim admis pentru cuplaj.

Pentru a satisface una sau mai multe din functiile principale ale cuplajelor(transmiterea de miscare si moment, comanda, limitare de sarcina, protectie vibratii, soc, compensari, limitare turatie si sens) avem:

cuplaje cu flanse(CFO sau CFV)

cuplaje cu bolturi (CEB)

cuplaj elastic cu disc frontal(CED)

Marimea cuplajului se alege in functie de diametrul capatului de arbore pe care se

monteaza , dar si de momentul de torsiune nominal , luand in considerare regimul de lucru al masinii antrenate dar si cel al masinii motoare, prin intremediul unui coeficient de serviciu

indicat in tabelar in literatura de specialitate, respectand relatia:

Unde:

- - momentul de torsiune de calcul

- - momentul de torsiune transmis de arborele respectiv

- - momentul de torsiune nominal transmis de cuplaj

- - coeficient de siguranta sau de suprasarcina.

Pentru diverse tipuri de cuplaje, si un calcul mai exact,o mai buna siguranta in exploatare,coeficientul de suprasarcina are expresia:

Asigurarea transmiterii miscarii intre arbori strict coaxiali se face prin:

- manson monobloc

- prin stifturi

- prin pene- paralele

- disc

- prin caneluri

Scheme constructive

Scheme de calcul

1.5.Studiu asupra motoarelor electrice asincrone trifazate

CAPITOLUL II

2. ALEGEREA SOLUTIEI PENTRU PROIECTARE

Pentru proiectare se alege sistemul de actionare format din:

ME - TCT - RTC2 - C - ML

a a (1)Unde:

ME - motor electric asincron trifazat

TCT - transmisie prin curea trapezoidala

RTC2 - redactor de turatie cilindric cu doua trepte

CPM - cuplaj permanent mobil

ML - masina de lucru

Z1, Z2 - roti dintate

Ac1 - angrenaj cilindric

LR - lagar de rostogolire

I-II - arborii reductorului, arborele I, de intrare respectiv de iesire

"-----" - flux de putere

RC1,2 - roata de curea

2.1. Stabilirea schemei mecance a sistemului de actionare

Fig. 1 Schema sistemului de actionare

CALCULUL RANDAMENTULUI TRANSMISIEI MECANICE

Pe baza schemei cinematice din figura randamentul total al transmisiei se determina cu relatia urmatoare:

A (2)

Unde

- - randamentul transmisiei prin curele trapezoidale

- - randamentul lagarelor de rostogolire, rulmentilor

- - randamentul cuplei dintate

Valori estimative pentru randamentul mecanic al masinilor motoare si masinilor de lucru recomandate;

Nr.Crt.

Masina Randament

1 Generatoare de curent continuu 0.75-0.95

2Generatoare sincrone de curent alternativ

0.85-0.97

3 Motoare de curent continuu 0.75-0.954 Motoare electrice sincrone 0.90-0.965 Motoare electrice asincrone 0.74-0.976 Pompe cu piston 0.60-0.907 Pompe centrifuge 0.60-0.858 Pompe axiale 0.60-0.929 Compresoare cu piston 0.70-0.80

10 Ventilatoare 0.60-0.9011 Motoare DIESEL 0.30-0.4012 Turbine cu abur 0.80-0.8713 Turbine cu gaz 0.18-0.2214 Strunguri 0.70-0.8515 Masini de frezat 0.55-0.8016 Masini de gaurit 0.45-0.80

Valori estimative pentru randamentul mecanic caracteristic cuplelor de frecare din structura transmisiilor mecanice

Cupla de frecare Inchisa DeschisaAngrenaj cilindric 0.96-0.98 0.93-0.95Angrenaj conic 0.95-0.97 0.92-0.94Motoreductor melcat 0.40 0.30Roti cu frictiune 0.90-0.96 0.70-0.88Transmisie cu lant 0.95-0.97 0.90-0.93Transmisie cu curea lata si trapezoidala

- 0.94-0.97

Un rulment 0.99-0.999 0.99-0.999Un lagar de alunecare 0.98-0.99 0.98-0.99

- aleg 0.96

- aleg 0.98

- aleg 0.97

Rapoarte de transmitere pentru transmisii mecanice elementare

Tabel 1

Tipul de transmisie Raportul transmisiei Valori maxime1 Reductor cilindric 2.5-6.3 402 Reductor conic 2-4 6.33 Reductor melcat 10-40 804 Transmisie TCT 2-5 75 Transmisie TCL 2-5 66 Transmisii cu

roata de intindere4-6

8

7 Transmisii cu lant 2-6 88 Transmisie cu roti

de frictiune2-4

8

Repartizarea rapoartelor de transmitere pentru un redactor cu roti cilindrice in doua treapta

Tabel 2

IRT2 1.25 1.4 1.6 1.8 2 2.24 2.5 2.8 3.15 3.55 44.5 5 5.6 6.3 7.1

2.2. ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC

2.3.1 Calculul puterii si turatiei al arborele motorului electric

Puterea la arborele motorului electric se calculeaza conform relatiei;

A (3)

Turatia la arborele motorului electric( ) se calculeaza cu relatia;

A (4)unde:

- raportul de transmitere al curelei(dat prin tema de proiectare). aleg 1

- raportul de transmitere al reductorului(dat prin tema de proiectare).

Alegem un motor asincron trifazat.

Seria unitara de motoare asincrone trifazate cu rotorul in scurt-circuit, de uz general este destinata utilizarilor industriale cele mai diverse fara conditii speciale de mediu, robustete sub aspectul unor parametri de functionare impusi:

- cupluri de pornire marite

- alunecare marita

ASI- motor asincron trifazat cu rotor in scurt circuit in constructie inchisa.

Pe baza datelor obtinute, din cataloagele firmelor producatoare de motoare electrice, sau anexa se alege motorul electric astfel incat parametrii adoptati sa aiba valori apropiate de cele obtinute, chiar cu o rezerva de putere. Se alege motorul cu caracteristicile urmatoare, conform cu tabelul urmator;

Cu noii parametrii adoptati se va calcula raportul de transmitere rezultat , se calculeaza eroarea si aceasta trebuie sa satisfaca relatia urmatoare;

A (5)

Dimensiunile de gabarit ale motoarelor asincrone cu rotorul in scurcircuit, din seria unitara, constructie cu talpi.

PML=0.6 ηTCT=0,96

nML=270 ηLR=0,98

iRTC1=18 ηCD=0,96

iTCT=2

Din STAS se mai sus obtinem urmatoarele valori pentru puterea motorului si avem caracteristicile:

Tipulmotorului

Pute-rea KW

Turatiarot/min

Curent

nominal in

380 VA

Randη%

cosθ Ip/In Mp/Mn

Mmax/Mn GD2

Kgf*m2Masa

neta

kg

ASI 100L-28-4

1.1 2750 2.55 74 0.84 2 2,2 6 0,012 9.3/13.1

2.3.Determinarea parametrilor principali la nivelul arborilor

Dupa repartizarea rapoartelor de transmitere pe treptele de reducere, se determina turatiile arborilor. Se foloseste relatia de definitie a raportului de transmitere;

A (6)Corespunzator fiecarui arbore al reductorului turatiile se exprima astfel;

(7)

Tinand seama de pierderile de putere, implicit de randamentele cuplelor de frecare, rezulta puterile pe fiecare arbore al reductorului;

a. (9)

Cunoscand turatia si puterea pe fiecare arbore, se pot determina momentele de torsiune folosind relatiile;

A (10)

CAPITOLUL III

TRANSMISIA PRIN CURELE TRAPEZOIDALE

DATE DE PROIECTARE

1. Puterea de calcul la arborele conducator:

Pc=PME= 1.1 kW

2. Turatia rotii de curea conducatoare:

n1=nME=2750 rot/min

3. Regimul de lucru al transmisiei:

t=8 ore/zi

4. Raportul de transmitere:

iTCT=0.56

5. Felul transmisiei

- transmisia este multiplicatoare

Fig. 2 Elemente geometrice ale unei transmisii prin curele cu

ramuri deschise si axe paralele

Unde:

- γ unghiul dintre ramurile curelei

- β1,2 unghiurile de infasurare la roata mica(mare) de curea

- Dp1,2 diametrul primitiv al rotii mici(mari) de curea

- A distanta dintre axe

- X cota de modificare a distantei intre axe A necesara intinderii curelei

- Y cota de modificare a distantei intre axe A necesara montarii sau inlocuirii curelei(curelelor).

3.1. ALEGEREA TIPULUI DE CUREA TRAPEZOIDALA

Tipul curelei(profilul curelei) se alege din nomograma pentru curele trapezoidale clasice(fig.3) sau nomograma pentru curele trapezoidale inguste(fig.4), de preferat este sa se aleaga curele trapezoidale inguste.

Fig. 3 Nomograma pentru alegerea tipului de curea trapezoidala clasica.

Fig. 4 Nomograma pentru alegerea tipului de curea trapezoidala ingusta.

3.2. CALCULUL TRANSMISIEI PRIN CURELE

Diametrul primitiv al rotii mici(Dp1)

Se alege constructiv in functie de tipul curelei trapezoidale, dar functie si de parametrii initiali ai rotii mici(putere, turatie), dupa care trebuie standardizat conform STAS 1163 - 71, (T.1).

=112 [mm]

T.1

Dp1,Dp250 63 80 90 100 112 125 140 160 180

200 225 250 280 320 360 400 450 500 560

Diametrul primitiv al rotii marii(Dp2)

=61.46

Unde

ξ este coeficient de alunecare, avand o valoare de 2%

=63 [mm] standardizat din T.1

Diametrul primitiv mediu al rotilor de curea

Dpn=87.5

Diametrul primitiv al rolei de intindere(Dp0)

Determinarea preliminara a distantei dintre axe cand

aceasta nu este impusa(A)

122.5 350

Se adopta: A=200 [mm]

Calculul lungimii primitive a curelei(Lp)

Se standardizeaza: L=710 [mm]

Lungimea primitiva a curelei se standardizeaza conform STAS 1163 - 71,

T.2.

T.2

400 450 500 560 630 710 800 900 1000 1120 12501400 1600 1700 1800 2000 2240 2500 2800 3150 3550

Unghiul dintre ramurile curelei(γ)

Unghiul de infasurare la roata mica de curea(β1)

Unghiul de infasurare la roata mare de curea(β2)

Calculul definitiv a distantei dintre axe(A)

Viteza periferica a curelei(v1):

Care trebuie sa verifice urmatoarele conditii;

, pentru curele clasice

, pentru curele inguste

Coeficientul de functionare(Cf)

Functie de tipul masinii de antrenare si felul transmisiei se alege coeficientul de regim de lucru(Cf), conform STAS 1163 - 71, tabel T.3

Cf=1.2

Coeficientul de lungime(CL)

Se adopta functie de lungimea si profilul curelei, conform STAS 1163 -71, tabel T.4.

=0.84

T.3.

Tipul

Motorului

de actionare

Tipul masinii

de lucru

Motoare asincroane cu moment de pornire(pana la de 2 ori momentul nominal). Motoare asincrone si monofazate, cu faza auxiliara de pornire. Motoare asincrone cu conectare stea, stea-triunghi si cu colectoare. Motoare de curent continuu in paralel. Motoare cu ardere interna si turbine cu n=6000rot/min

Motoare asincroane cu moment de pornire(mai mare decat de 2 ori momentul nominal). Motoare monofazate cu momentul mare de pornire. Motoare de curent continuu serie. Motoare cu ardere interna cu n=6000rot/min.

Numarul de schimburi pe zi1 2 3 1 2 3

Transmisii usoare(suprasarcina

nula); pompe centrifuge si

compresoare, transportoare cu

banda pentru obiecte usoare, ventilatoare

pana la 7.5 kW

1 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3

Transmisii mijloci(suprasarcina 25%); foarfece de

tabla, prese, transportoare c u lant

sau banda(pentru obiecte grele), site

oscilante, masini de framantat, masini-unelte(strunguri si masini de slefuit); masini de spalat;

masini tipografice, ventilatoare peste

7.5 kW

1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4

Transmisii grele(suprasarcina

50%); mori, compresoare cu

piston, transportoare

1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6

grele (cu melc, cu placi, cu cupe),

elevatoare, prese de brichetat, masini din

industria hartiei, pompe cu piston, gatere, mori cu

ciocaneTransmisii foarte

grele (suprasarcina 100%), mori puternic

solicitate, concasoare,

malaxoare, vinciuri si macarale,

excavatoare

1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8

T.4

Lp

[mm]

Profilul curelei

Y Z A B C D SPZ SPA SPB 16x15 SPC400 1.06 0.79450 1.08 0.80500 1.11 0.81560 1.14 0.82 0.80630 0.84 0.81 0.82710 0.86 0.82 0.84800 0.90 0.85 0.78 0.86 0.81900 0.92 0.87 0.81 0.88 0.831000 0.94 0.89 0.84 0.90 0.851120 0.96 0.91 0.86 0.93 0.871250 0.98 0.93 0.88 0.78 0.94 0.89 0.821400 1.01 0.96 0.90 0.81 0.96 0.91 0.841600 0.99 0.93 0.84 1.00 0.93 0.86 0.851700 1.00 0.94 0.84 1.01 0.94 0.87 0.861800 1.01 0.95 0.85 1.01 0.95 0.88 0.872000 1.03 0.98 0.88 1.02 0.96 0.90 0.892240 1.06 1.00 0.91 1.05 0.98 0.92 0.91 0.832500 1.09 1.03 0.93 1.07 1.00 0.94 0.93 0.862800 1.05 0.95 1.09 1.02 0.96 0.94 0.883150 1.07 0.97 0.86 1.11 1.04 0.98 0.96 0.903550 1.1o 0.98 0.89 1.13 1.06 1.00 0.97 0.92

Coeficientul de infasurare(Cβ)

Se adopta conform STAS 1163 -71,

Puterea nominala transmisa de o curea(P0)

Se adopta conform tabelului T.5, STAS 1163 -71

=4.63 [KW]

Numarul de curele(z0, z)

I - Preliminar:

II - Definitiv:

curele

, z-este numar intreg

- unde:

- cz -se adopta din tabelul T.6.

T.6

Numarul de curele preliminare z0

cz

2-3 0.954-6 0.90>6 0.85

Numarul de roti ale transmisiei (x):

X=2

Frecventa incovoierilor curelei (f):

-pentru curele cu insertie de retea

3.3. Calculul fortelor din transmisia prin curele

Forta utila, ce trebuie transmisa(Fu):

Forta de intindere initiala a curelei (Fo):

Forta de apasare pe arbori (Fa):

3.4. Proiectarea rotilor de curea si a modului de pretensionare a curelei

- conform prescriptiilor date de STAS 1162-67

Fig. 5 Elemente constructive ale rotii de curea .

Functie de profilul curelei se adopta sectiunea canalului dupa cum urmeaza: T.7

Dimensiunile si abaterile limita ale sectiunilor canalelor rotilor de curea., prezentate in figura 5, se aleg din tabelul T.7.

T.8

Sectiunea canalului

Y Z A B C D E 16x15

lp 5.3 8.5 11 14 19 27 32 16nmin. 1.6 2.5 3.3 4.2 5.7 8.1 9.6 4.7mmin. 4.7 9 11 14 19 19.9 23.4 16

f 7±1 8±1 14.5e 8±0.3 12±0.3 15±0.3 19±0.4 25.5±0.5 37±0.6 44.5±0.7 22±0.4α 36º±1° 38º±1° 38º±1° 36º±1° 38º±30´ 38º±30´ 38º±30´ 38º±1r 0.5 0.5 1.0 1.0 1.5 2.0 2.0 1.0

- lp - latimea primitiva a canalului

- nmin - inaltimea canalului deasupra liniei primitive

- mmin - adancimea canalului sub linia primitiva

- f - distanta dintre axa sectiunii canalului extrem si marginea vecina a rotii

- α - unghiul canalului

- r - raza de rotunjire a marginii canalului

- Dp - diametrul primitiv al rotii de curea

- Di - diametrul interior al rotii

- De - diametrul exterior al rotii

- B - latimea totala a rotii:

- z - numarul de canale corespunzator numarului de curele

Pentru sistemul de proiectat se alege sectiunea canalului z cu urmatoarele dimensiuni:

Sectiunea canalului Valoare adoptatalp 8.5

nmin. 2.5mmin. 9

f 8±1e 12±0.3α 38º±1°

Di1, Di2 94/45

De1, De2 117/68B 16

3.5. MATERIALE PENTRU ROTI DE CUREA

Rotile de curea trebuie sa indeplineasca urmatoarele cerinte :

- sa fie bine centrate pe arbore ;

- sa fie echilibrate ;

- sa asigure aderenta buna fara a uza cureaua .

Cele mai utilizate materiale sunt:

- fonta, FC15-pentru v<30 m/s

- otelul

- aliaje de aluminiu

- materiale plastice

Procedee de realizare a rotilor de curea sunt: turnarea , ambutisate+sudura etc.

CAPITOLUL IV

4. PROIECTAREA REDUCTORULUI DE TURATIE

4.1. PROIECTAREA ANGRENAJULUI. CALCULUL DE PREDIMENSIONARE

D ate de proiectare:

5. Puterea de calcul la arborele I al reductorului:

6. Turatia pe arborele I al reductorului:

7. Momentul de torsiune la arborele I al reductorului:

8. Raportul de transmitere al angrenajului:

9. Regimul de lucru al transmisiei:

10. Durata de functionare:

C alculul vitezei periferice:

Stabilirea clasei de precizie a angrenajului:

Precizia de executie a angrenajului si a rotilor dintate este determinata de clasa de precizie, de rugozitatea flancurilor si de jocul dintre flancuri corespunzator tipului de ajustaj ales pentru rotile in angrenare. Corespunzator vitezei periferice va rezulta treapta de precizie(conform T.1). Proiectantul de angrenaje trebuie sa cunoasca metoda si tehnologia de fabricare a angrenajului pe care il proiecteaza, pentru a garant interschimbabilitate rotilor dintate si a angrenajelor, respectiv o buna functionare si o executie intr-un sistem de tolerante care sa asigure precizia geometrica. Pentru toate tipurile de angrenaje sunt stabilite 12 clase de precizie, notate de la 1 la 12. Pentru angrenajele cilindrice, clasele 1,2,12, nu se prevad tolerante. STAS-rile care cuprind date referitoare la executia angrenajelor sunt:

- STAS 6273 -angrenaje cilindrice;

- STAS 7395 -angrenaje cu cremaliera;

- STAS 6460 -angrenaje conice si hipoide;

- STAS 6461 -angrenaje melcate cilindrice;

- STAS 12192 - pentru alegerea treptelor de precizie si rugozitatii danturii la angrenaje .

T.1

Treapta de precizie la

dantura inclinata-

Treapta de precizie la

dantura dreapta-

Alegerea treptei de precizie functie de viteza periferica, coroborat cu procesul tehnologic final de executie a rotilor dintate(T.2), se va stabili pe baza schemei tehnologice(Fig.1.) operatiile tehnologice intre semifabricat - roata dintata(produs final).

Treapta de precizie aleasa este

Tipul danturii este: - dreapta

- inclinata

Procesul tehnologic, pe baza figurii 1 este unul din cele 7 existente dupa cum urmeaza:

- Semifabricat

- ..

-

- .

- ..

-

In tabelul T.3. sunt date recomandari privind rugozitatile flancurilor dintilor functie de treapta de precizie.

T.3

Treapta de precizie

7 8 9 10-11

Rugozitatea flancurilor

Nu se indica in literatura de specialitate

Stabilirea mai exacta a rugozitatii flancurilor corelata cu procesul final de executie al rotii dintate este dat in tabelul T.4.

T.4.

Procedeul tehnologic final Rugozitatea flancurilor

Rectificare si lepuire 0.05-0.16Rectificare ingrijita 0.2-0.4

Rectificare grosolana 0.4-0.8Frezare si sevaruire 0.1-0.32

Frezare ingrijita 0.4-1Frezare grosolana 1.6-3.2

Matritare, stantare, rulare 3.2-32Turnare 12.5-100

Lepuire

Tratamenttermic de durificare superficiala

SemifabricatDegrosareTratament termic de imbunatatireStrunjire de finisareStrunjire de finisareStrunjire de finisareDanturare finalaRectificare finalaDanturareRectificare Tratament termic de durificare superficialaSevaruireRectificareTratament termic de durificare superficialaLepuire

INCLUDEPICTURE "http://www.scritube.com/files/tehnica%20mecanica/2917_poze/image278.gif" \*

MERGEFORMATINET

Fig. 1.Tehnologi de realizare rotilor dintate

T.2.

Treapta de precizie3 4 5 6 7 8 9 10 11

Viteza periferica in m/s

Dantura dreapta

. .. .

. ..

Dantura dreapta

. .. . .

. .. .

Procedeul de Rectificare o o . . .

prelucrare

Sevaruire o . . .Mortezare,Rabotare, Frezare

o . . . .

Frezare cu freza melc

o . . . .

Frezare urmata de

calire. .

Stantare, Presare, Injectare

o . .

Turnare o ..- Se obtine in conditii normale de prelucrare o - Se obtine in

conditii speciale de prelucrareObs:

La alegerea treptei de precizie a unui angrenaj, se procedeaza astfel:

- in functie de destinatia angrenajului, se aleg treptele de precizie recomandate;

- treapta de precizie in care se va exacuta angrenajul - din domeniul recomandat - se alege in functie de viteza periferica a angrenajului; treapta de precizie se recomanda sa se incdreze in domeniul recomandat in functie de destinatia angrenajului;

- se adopta procedeul de prelucrare care sa asigure treapta de precizie aleasa.

Materiale utilizate in constructia rotilor dintate

Rotile dintate se pot executa dintr-o gama foarte larga de materiale: oteluri laminate, forjate sau turnate, fonte, bronzuri, alame, aliaje de aluminiu, materiale sinterizate. Materialele nemetalice folosite in constructia rotilor dintate au caracteristici mecanice reduse si sunt folosite pentru roti dintate mai putin incarcate, avantajul lor este ca au o functionare mai silentioasa decat cele realizate din materiale metalice.

Otelurile sunt principalele materiale utilizate in constructia rotilor dintate din punct de vedere al proprietatilor mecanice si a prelucrabilitatii. Otelurile folosite se impart in oteluri moi, cu

duritate superficiala mica sau medie ( ), otelurile de imbunatatire sau normalizate si

oteluri dure ( ), otelurile ce pot fi durificate superficial prin cementare, nitrurare, ioninitrurare, calire prin CIF sau cu flacara.

Otelirile de imbunatatire

Operatia de imbunatatire este tratamentul termic format din calire, urmat de o revenire inalta, se realizeaza inaintea operatiei de danturare. Cele mai folosite oteluri de imbunatatire sunt: OLC45, OLC55, OLC60, oteluri aliate 40Cr 10, 33MoCr11, 41MoCr11, 50VCr11 etc.

Otelirile de Cementare

Cementarea reprezinta imbogatirea stratului superficial in carbon si se aplica otelurilor cu continut scazut de carbon . Danturarea se executa inaintea cementarii, dupa cementare si calire urmand a se rectifica datorita deformarilor ce apar. Cele mai des folosite sunt otelurile carbon ce calitate: OLC11, OLC15, OLC 25 si otelurile aliate: 18MoCrNi13, 20MoNi35, 21MoMnCr12, 13CrNi30.

Se mai utilizeaza oteluri calite superficial(CIF, flacara) dupa imbunatatire: OLC45, 41MoCr11, 40Cr10 dar si oteluri nitrurate(tratament termo-chimic de imbogatire a stratului superficial cu azot, dupa care nu mai este nevoie de rectificare).

Pe baza acestor recomandari, directii pentru alegerea materialului pentru realizarea angrenajului se alege materialul conform tabelului T.5.

T.5

Dupa alegerea materialului seva tine cont si de tabelul T.6., caracteristicile mecanice ale materialelor folosite in constructia rotilor dintate.

T.6

Obs:

Otelurile cu (*) sunt de preferat. Valorile rezistentei la rupere ( ) si ale ( ) sunt indicate pentru materialul in stare normalizata.

La angrenajele confectionate din oteluri de imbunatatire se recomanda ca duritatea flancurilor danturii pinionului sa fie mai mare decat duritatea danturii rotii conjugate si anume;

Pentru executia angrenajului se va folosi materialul..

- STAS .

- tratat - termic

- termo-chimic..

- duritatea -Miez(HB)..

Flanc(HRC)

- rezistenta la rupere

- limita de curgere

- rezistenta limita de rupere prin oboseala la piciorul dintelui . - presiunea hertziana

limita la oboseala .

ELEMENTE DIMENSIONALE ALE ANGRENAJULUI

Determinarea distantei dintre axe( ) si a modulului :

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

Unde:

- KH -factorul global al presiunii hertziene de contact.

- KH = 80000-90000 Nmm2, pentru

- KH = 110000-120000 Nmm2, pentru , se va adopta pentru proiectare valori medii ale intervalului.

- Ks - factorul de suprasarcina se alege conform tabelului urmator;

Masina motoare.

Caracteristica sarcinii masinii conduseuniform soc moderat soc puternicventilator centrifugal

concasor de minereuri

agitator de lichid pur

agitator de lichide si solide

compresor cu un cilindru

transportor cu banda(vit. uniforma)

transportor cu banda(vit. uniforma)

transportor vibrator

Uniform

Turbina

Motor electric

:

1 1.25 >1.75

Soc moderat

Motor cu ardere interna

policilindric

1.25 1.5 >2

Soc puternic

Motor cu ardere interna

monolicilindric

1.5 1.75 >2.25

- - momentul de torsiune pe arborele pinionului

-

- - raportul de transmitere al angrenajului.

-

- b/d1- raportul dintre latimea danturii si diametrul de divizare al pinionului, se adopta dupa cum urmeaza;

Duritateaflancurilor

Amplasarea pinionului

Clasa de precizie Angr.conice5-6 7-8 9-10

simetric intre

reazeme

1.3-1.4

0.6 351.1-1.3

0.5 300.7-0.8

0.4 20 -

asimetricintre

reazeme

1.0-1.2

0.5 300.7-0.8

0.4 200.5-0.6

0..3 14 -

in consola0.6-0.7

0..3 160.5-0.6

0..3 140..3-0.4

0.2 90..3-0.4

Dantura durificata superficial

simetric intre

reazeme0.5 0..3 10 0.5 0.3 10 0.4 0.2 8 -

asimetricintre

reazeme0.4 0.2 8 0.4 0.2 8 0.3 0.15 6 -

in consola 0.3 0.15 6 0.3 0.15 6 0.2 0.1 50.25-0.35

In constructia reductoarelor de turatie distanta dintre axe este standardizata, astfel;

I 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315II 45 56 71 90 112 140 180 225 280 355

Obs: Sunt de preferat cele din sirul I.

Se adopta distanta dintre axe a12 min=., pentru care trebuie sa satisfaca conditiile:

Modulul normal minim necesar al danturii rotilor dintate( ):

Modulul minim al danturii rotilor dintate care formeaza angrenajul se determina din conditia ca dantura rotilor sa reziste la rupere prin oboseala la piciorul dintelui. Relatia de calcul a modulului minim este;

Unde:

- Kf - factorul global al efortului unitar de la piciorul dintelui.

- Kf=2.2.2 pentru - pentru danturi nedurificate

- Kf=1,6.1,8 pentru - pentru danturi durificate

- - rezistenta limita de rupere prin oboseala la piciorul dintelui.

In constructia reductoarelor de turatie modulul este standardizata, astfel;

I 1 1.25 1.5 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 14II 1.25 1.375 1.75 2.25 2.75 3.5 4.5 5.5 7 9 11 14 18

Obs: Sunt de preferat cele din sirul I.

Se adopta distanta dintre axe m min=., pentru care trebuie sa satisfaca conditiile:

Stabilirea unghiului de inclinare al rotilor dintate:

- se alege , pentru roti cu danturi

- se alege , pentru roti cu danturi

Calculul numarului de dinti al rotilor dintate care formeaza angrenajul

Se determina mai intai numarul maxim de dinti , al piciorului, din considerente geometrice si cinematice al angrenajului.

Parametrii care intervin sunt adoptati anterior

Numarul de dinti , al pinionului se recomanda a se alege la valoarea intreaga imediat mai

mica decat , si trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii;

a) sa fie mai mare sau egal cu 14. Aceasta conditie nu este satisfacuta totdeauna, mai

ales la angrenajele cu danturi durificate superficial .Pentru a fi satisfacuta

se adopta pentru , imediat superioara, se recalculeaza , se adopta

si se calculeaza , se face acest lucru pana cand .

b) Daca numarul de dinti este cuprins intre se va avea in vedere ca la alegerea

deplasarii specifice , a danturii pinionului, sa fie verificata conditia de evitare a subtaierii danturii.

c)

Dupa ce s-a ales numarul de dintii ai pinionului se recalculeaza modulul normal al danturii cu relatia;

Se adopta conform STAS 822-82

Determinarea numarului de dinti ai rotii conjugate

Se recomanda daca este posibil ca numerele de dinti sa fie prime intre ele. Aceasta se obtine fie adaugand sau scazand un dinte la roata dintata conjugata.

Determinarea distantei de referinta dintre axe

Intre distanta dintre axe standardizata si distanta de referinta dintre axe trebuie sa existe relatiile.

a) pentru angrenaj deplasat pozitiv

b)

Daca conditiile nu sunt indeplinite se pot modifica;

- - adaugand sau scazand un dinte

- - unghiul de inclinare

- - modulul normal al danturii adoptand o valoare imediat superioara, dar recalculand

numarul de dinti , si refacand calculele.

Concluzii:

1. In urma calcului de predefinire a angrenajului se stabilesc:

- - distanta dintre axe( standardizata)

- - modulul normal al danturii(standardizat);

- - unghiul de inclinare

- z1, z2 numarul de dinti ai pinionului respectiv ai rotii dintate conjugate;

- a012- distanta de referinta dintre axe.

2. Numarul de dinti z1, z2 adoptati pentru pinion si pentru roata dintata trebuie sa fie astfel ales astfel incat abaterea raportului de transmitere sa fie mai mica de 3% astfel;

Daca aceasta conditie nu este indeplinita se modifica numarul de dinti ai rotii conjugate sau chiar ai pinionului cu observatia ca daca se modifica si numarul de dinti ai pinionului trebuie recalculat modulul danturii si restandardizat;

4.2 CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRENAJULUI CILINDRIC

Elementele cremalierei de referinta:

c0

- - unghiul profilului de referinta standardizat;

- - coeficientul inaltimii capului de referinta;

- - coeficientul inaltimii piciorului de referinta

- - jocul de referinta la picior.

Calculul deplasarilor specifice ale danturii

- unghiul profilului in plan frontal ;

- unghiul de rostogolire frontal (awt);

- suma deplasarilor specifice ale danturii rotilor in plan normal;

Sub aspectul deplasarii de profil, angrenajele sunt caracterizate de deplasarea insumata

si pot fi diferentiate urmatoarele cazuri:

1) iar - angrenaje zero;

2) iar - angrenaje zero deplasate;

3) iar - angrenaje deplasate. Daca angrenajele sunt deplasate

minus, iar daca angrenajele sunt deplasate plus.

Deplasarea profilelor a aparut ca un mijloc de evitare a interferentei si este larg utilizata in prezent pentru confectionarea unor angrenaje cu calitati deosebite deoarece nu necesita cheltuieli suplimentare fasa de cel nedeplasat.

Principalele imbunatatiri obtinute prin deplasarea profilelor sunt:

- marirea rezistentei dintelui la baza, prin deplasare pozitiva;

- reducerea uzurii flancurilor prin egalizarea valorilor pentru alunecarile specifice, prin deplasare simetrica (angrenaj zero deplasat);

- repararea angrenajelor fara inlocuirea rotii de diametru mare, prin deplasarea negativa a acesteia;

- marirea rezistentei flancului dintelui si asigurarea unor conditii superioare de ungere.La alegerea deplasarii specifice a danturii pinionului trebuie avut in vedere ca deplasarea specifica sa fie suficient de mare pentru a evita subtaierea. Conform normei DIN 3992 , si in functie de criteriul

urmarit, se alege conform fig.1;

- , pentru danturi cu alunecari egalizate

- , pentru danturi cu portanta mare la flanc si picior

- , pentru obtinerea unui grad mare de acoperire.

A) Scopul principal, este obtinerea unei portante mari, frecvent se adopta ,

B) ISO TC 60 recomanda

- pentru - angrenaje zero deplasate

- pentru - angrenaje zero deplasate cu deplasarile specifice

- pentru - propune angrenaje deplasate cu deplasarile specifice

- pentru - tot angrenaje deplasate

C) Se recomanda si urmatorul mod de adoptare al deplasarilor specifice ce rezulta din rezolvarea sistemului;

, este cel adoptat, sau se calculeaza.

- D) repartizarea pe roti se face conform fig. 2 pentru angrenaje cu raport de transmitere (reductoare) si conform fig.3 pentru respectiv cu raport de transmitere

(amplificatoare de turatie). Cu valorile pe abscisa si se determina un punct apartinand dreptei D din familia fascicolului de drepte din figura. Pe dreapta D astfel

determinata, pentru numerele pe abscisa, se gasesc pe ordonata deplasarile ,

respective .

Fig.1

Fig.2

Fig.3

E) O metoda mai simpla si rapida, adoptata de British Standards (BS PD 6457) recomanda pentru aplicatii de uz general relatia:

, respctiv

, pentru angrenaje care lucreaza la viteze mari.

In ambele cazuri, se determina cu relatia;

Parametrii de baza ai angrenajului

- modulul frontal

- diametrele de divizare:

- diametrele de baza

-. diametrele de rostogolire

- diametrele de picior

- diametrul de cap :

- inaltimea dintilor

- unghiul de presiune la capul dintelui in plan frontal

- arcul dintelui pe cercul de cap in plan frontal:

Pentru evitarea subtaierii dintelui la cap, ca urmare a ascutirii accentuate se recomanda:

, pentru roti din material de imbunatatire.

, pentru roti cu danturi durificate superficial

Daca aceste conditii nu sunt indeplinite se recurge la modificarea repartitiei deplasarilor specifice, sau in cel mai rau caz la reducerea diametrelor de varf cu rezerva de a verifica gradul de acoperire.

- latimea rotilor dintate

, s-a adoptat anterior

Verificarea conditiilor de functionare corecta a angrenajului:

- gradul de acoperire al profilului

- gradul de acoperire datorita inclinarii dintilor:

- gradul de acoperire total:

Se recomanda:

, pentru angrenaje cu precizie 5, 6, 7.

, pentru angrenaje cu precizie 8, 9, 10, 11.

- numarul minim de dinti ai rotilor:

4.3. Calculul fortelor din angrenajul cilindric cu dinti inclinati

4.3.1 Fortele nominale( )

Fortele nominale din angrenaj se determina in momentul de torsiune motor existent pe arborele pinionului. Forta normala pe dinte Fn aplicata in punctul de intersectie al liniei de angrenare cu cercul de diviziune se descompune intr-o forta tangetiala Ft la cercul de divizare forta radiala Fr si o forta axiala Fa.

Intrucat pierderile de putere din angrenaj sunt mici (0,5 - 2,5%) se neglijeaza influenta lor.Fortele din angrenaj care actioneaza asupra celor doua roti sunt egale si de sens contrar(luate pe cercul de divizare).

4.3.2.Fortele tangentiale( )

- Mtp=Mt1 - momentul pe arborele pinionului

- dw1- diametrul de divizare

4.3.3 Fortele radiale ( )

4.3.4 Forte axiale( )

CAPITOLUL V

Proiectarea arborilor

5.1. Date de proiectare

- momentele de torsiune pe fiecare arbore

Mt1=....[N·mm]

Mt2=....[N·mm]

- turatia arborilor

n1=... [rot/min]

n2=... [rot/min]

- modul de rezemare

- cu rulmenti

5.2.Fortele care actioneaza pe arbore:

Arborii sunt solicitati la torsiune si incovoiere, ca urmare a fortelor introduse de angrenaje si elementele flexibile.

- fortele tangentiale:

Ft1=...[N]

Ft2=...[N]

- forte axiale

Fa1=...[N]

Fa2=...[N]

- fortele radiale

Fr1=...[N]

Fr2=...[N]

5.3 Fortele din arborele I datorate intinderii curelei

Fig.1. Incarcarea arborelui I, de catre transmisia prin curele

Calculul tensiunilor din curea:

Unde:

- μ=coeficient de frecare, μ=0,30

- β2=...º =..[rad]

- γ=... º =..[rad]

-

Rezultanta:

Sa cos θ =.....[N]

Sa sin θ =......[N]

5.4 Stabilirea distantei dintre reazeme si a pozitiei fortelor fata de reazeme

Stabilirea distantei dintre reazeme si a pozitiei fortelor fata de reazeme, pentru arborele 1, se face conform schemei:

Fig.6 Arborele de intrare dintr-un reductor cilindric cu o treapta

Fig.7 Arborele de iesire dintr-un reductor cilindric cu o treapta

Stabilirea distantei dintre reazeme si a pozitiei fortelor fata de reazeme, pentru arborele 2, este aceeasi ca pentru arborele 1, unde se face un calcul al lungimilor l1, l2, l3, l , conform tabelului urmator:

Unde:

- B - latimea rotii de curea

- w - valoarea latimii corpului reductorului in zona de montare a rulmentilor, astfel:

- x - distanta dintre doua roti vecine pe acelasi arbore, sau dintre roata si carcasa, astfel: x=10 ÷ 15 mm.

5.5 Stabilirea planelor in care actioneaza fortele

In capitolul precedent s-au calculat fortele ce apar in angrenaj cilindric cu dantura inclinata(Fig.2), fortele tangentiale, radiale precum si cele axiale, dar si fortele date de transmisia prin curele, luandu-se in considerare ca reductorul este dispus in plan orizontal, arborii, se incarca astfel.

Fig.2.Fortele din angrenajul cilindric cu dantura inclinata

Arborele:1 (de intrare)

Fig. 3 Fortele din arborele de intrare

Arborele 2(de iesire)

Fig. 4 Fortele din arborele de intrare

Predimensionarea arborilor ( ) se obtine din conditia ca arborele sa reziste la torsiune (

), admitand valori reduse ale tensiunilor admisibile

Capetele de arbori( ) ce fac legatura intre diferitele parti ale transmisiei mecanice sau intre transmisie si motorul electric de actionare respective masina de lucru sunt standardizate (Anexa 5.1 - 250 - F ). Calculul diametrelor capete arborilor, 1(intrare), 2(iesire) se face dupa cum urmeaza:

Fig. 5 Capete de arbori, serie lunga, serie scurta

Dupa ce se stabileste lungimea arborelui I, II, se inlocuiesc reazemele cu reactiuni, astfel,

in plan vertical , in punctele A, B si C, D pentru arborele I, si arborele II, se va inlocui cu

si se ridica diagramele de momente in plan , si in plan orizontal , in punctele A, B si

C, D pentru arborele I, si II se va inlocui cu si se va ridica diagramele de momente

incovoietoare in plan , conform fig 2, si 3, se obtine diagramele de moment in plan vertical

pentru fiecare arbore, si in plan orizontal

Se ridica diagrama de moment rezultant pentru fiecare arbore in fiecare sectiune:

,

Se calculeaza diagrama de moment echivalent pe baza relatiilor urmatoare:

,

Unde:

, sunt dati in tabelul urmator

Tensiuni admisibile pentru predimensionarea arborilor

Material

Otel carbon 400 130 70 40500 170 75 45600 200 95 55700 230 110 65

Otel aliat 800 270 130 75900 330 150 90

Otel turnat 400 100 50 30500 120 70 40

Diametrul arborelui la mijloc, unde se monteaza roata dintata se determina din conditia ca arborele sa reziste la incovoiere si se calculeaza cu relatia:

Obs:

daca roata se va monta pe arbore cu o pana, diametrul arborelui se va mari cu 4%, iar pentru doua pene, arborele se va majora cu 7-10% (Crudu I., pag. 59 - 4.36).

Ca marime rulmentul se alege in functie de diametrul fusului ( ) pe care se monteaza,

diametrul se alege constructiv in functie de diametrul capatului de arbore( ), astfel:

Desi rulmentii folositi la rezemarea unui arbore dintr-o transmisie mecanica, nu sunt solicitati de sarcini egale - reactiunile nu sunt de regula egale, se recomanda alegerea aceluiasi tip de rulment in cele doua reazeme din considerente de interschimbabilitate.

5.6. Proiectarea formei arborilor

Forma constructiva a arborilor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii:

- realizarea rolului functional al arborelui, ceea ce inseamna realizarea unei rotiri centrate a pieselor montate pe el.

- marirea rezistentei la oboseala.

- daca arborele are mai multe pene acestea se va dispune dupa aceeasi generatoare.

Prezenta canalelor de pana slabeste rezistenta arborelui de aceea, diametrele se maresc cu 35% pentru un singur canal de pana, si cu 10% pentru doua canale de pana dispuse diametral.

Fig.7.Arborele de intrare, forma constructiva, pentru

CAPITOLUL VI

ALEGEREA RULMENTILOR SI VERIFICAREA LOR

Constructia rulmentilor se face in fabrici specializate, dimensionarea lor intereseaza mai

putin pe beneficiar.

Important este ca sa stie cum trebuie ales un rulment astfel ca sa functioneze sub actiunea unei sarcini date, la o turatie de regim cunoscuta, o anumita perioada de timp impusa.

Durabilitatea rulmentului reprezinta numarul de rotatii exprimat in milioane, la care rezista pana la aparitia primelor semen de oboseala.

In general rulmentii nu se pot fi executati identici, durabilitatea difera destul de mult de la rulment la rulment, in cadrul aceluiasi lot de rulmenti, cu aceleasi dimensiuni si la solicitari

exterioare identice. Astfel putem defini durabilitatea nominala (de baza) , ce reprezinta durata de functionare in milioane de rotatii atinsa de cel putin 90% dintr-un lot de rulmenti supusi aceleiasi solicitari, fara sa apara semne de oboseala.

Statistico-matematic relatia de legatura dintre sarcina P si durabilitatea nominala a rulmentilor L10 este data de relatia urmatoare;

p - exponent, si poate avea valori: - in cazul rulmentilor cu bile

- in cazul rulmentilor cu role

C - capacitatea de incarcare dinamica de baza sau , ca sarcina radiala (la rulmenti radiali) respective, sarcina axiala (la rulmenti axiali) de valoare si directie constanta la care este incercat un lot de rulmenti la acelasi tip de dimensiuni astfel sa atinga durabilitatea de baza de un milion de rotatii.

Durabilitatea nominala "L10" se calculeaza cu relatia

Sarcina dinamica echivalenta " " se calculeaza astfel:

Nota:

Pentru rulmenti - radiali cu bile pe un singur rand se ia: X=1, Y=0

- axiali cu bile se ia: X=0; Y=1.

Arborele I

Date de intrare

=.......ore

=......[mm]

=.......[mm]

=........[N]

=........[N]

=........

e- tangenta unghiului format de rezultanta si perpendiculara pe axa rulmentului

Functie de ( ), capacitatea de incarcare a rulmentului, tipul de montaj se adopta:

- rulment radial cu bile

- rulment radial-axial: - cu bile

- cu role

- rulment axial-radial: - cu bile

- cu role, cu urmatoarele caracteristici

- =.........

- =.........

- =.........

- =..........

- =........

- =........

- Simbol. .[ATLAS - Crudu I. pag. 73 - 88]

Rulmentii radial-axiali cu bile sau role conice se monteaza pe arbore totdeauna perechi. Marimea si directia fortelor axiale preluate de fiecare rulment depind de montajul acestora(in "O"- pentru arbori cu roti in consola si in "X"- pentru arbori care au rotile simetrice intre lagare).

Verificarea rulmentilor

Se calculeaza:

Durabilitatea nominala a rulmentului este luata din tabele atunci cand nu este data prin tema de proiectare, astfel

12000.30000 ore pentru reductoare si cutii de viteza

1000.10000 ore pentru motoare electrice mici

10000.15000 ore pentru motoare electrice de serie

20000.30000 ore pentru motoare electrice stationare mari

Se calculeaza sarcina dinamica echivalenta " " se calculeaza astfel:

Unde:

- cand se roteste inelul interior (de regula )

- cand se roteste inelul exterior (mai rar).

Se calculeaza si se compara cu valoarea variabilei e. se aleg coeficientii de transformare,

, dati in cataloagele de rulmenti, functie de raportul si de tipul rulmentilor. Se calculeaza capacitatea de incarcare dinamica necesara a rulmentului cu ajutorul formulei.

, aceasta se compara cu capacitatea de incarcare dinamica , data in cataloage de rulmentii

si

Verificarea la durabilitate

Se calculeaza durabilitatea nominala, cu relatia:

Se calculeaza durabilitatea nominala(de baza) in milioane de rotatii, cu relatia:

prin tema de proiectare

Arborele II

Analog pentru arborele II

CAPITOLUL VII

ALEGEREA CUPLAJULUI

In alegerea cuplajului optim, pentru anumita transmisie mecanica se impune sa se cunoasca urmatoarele;

- momentul de torsiune ce trebuie transmis de cuplaj

- valorile maxime estimate

- domeniul de variatie al turatiei arborilor cuplatilor

- pozitia relativa a arborilor atat in timpul montajului cat si in functionare

- caracteristicile mecanice si functionale ale celor doua parti ale transmisiei, legate prin cuplaj: momente de inertie reduse la arborele cuplajului; modul de variatie al vitezei unghiulare a celor doi arbori

- conditiile de functionare, mediul ambiant, durate de functionare.

- posibilitati de legare a cuplajului cu arborii transmisiei prin pene, caneluri, flanse.

- caracterul necesar al legaturii realizate de cuplaj: permanenta sau intermitenta

- dimensiuni de gabarit maxim admis pentru cuplaj.

Pentru a satisface una sau mai multe din functiile principale ale cuplajelor(transmiterea de miscare si moment, comanda, limitare de sarcina, protectie vibratii, soc, compensari, limitare turatie si sens) avem:

cuplaje cu flanse(CFO sau CFV)

cuplaje cu bolturi (CEB)

cuplaj elastic cu disc frontal(CED)

Marimea cuplajului se alege in functie de diametrul capatului de arbore pe care se

monteaza , dar si de momentul de torsiune nominal , luand in considerare regimul de lucru al masinii antrenate dar si cel al masinii motoare, prin intremediul unui coeficient de serviciu

indicat in tabelar in literatura de specialitate, respectand relatia:

Unde:

- - momentul de torsiune de calcul

- - momentul de torsiune transmis de arborele respectiv

- - momentul de torsiune nominal transmis de cuplaj

- - coeficient de siguranta sau de suprasarcina.

Pentru diverse tipuri de cuplaje, si un calcul mai exact,o mai buna siguranta in exploatare,coeficientul de suprasarcina are expresia:

Asigurarea transmiterii miscarii intre arbori strict coaxiali se face prin:

- manson monobloc

- prin stifturi

- prin pene- paralele

- disc

- prin caneluri

CAPITOLUL VIII

ALEGEREA SI VERIFICAREA ASAMBLARILOR ORGANELOR DE MASINI PE ARBORI

Asamblarile din transmisie sunt:

- roata de curea: - asamblare cu pana paralela(motor)

- asamblare cu strangere pe con, asamblare cu pana paralela(arbore I, al reductorului)

- roata dintata - pana paralela

- semicuplaj - caneluri paralele

- pane disc

Conform diametrului arborelui unde se face asamblarea d=.....se alege pana STAS b×h=.

Lungimea penei se va calcula cu formula

, unde .

Se adopta lungimea penei → pana b×h×l STAS

Efortul unitar de forfecare al penei se determina cu:

Determinarea lungimii necesare a penelor

Verificarea penei alese Efortul unitar de strivire

Norme de protectie

- Transmisia prin curele trapezoidale poate fi prevazuta cu carcasa de protectie.

Reductorul poate di protejat prin capace de etansare

- conectarea motorului la reteaua electrica se va face de catre personal calificat.

- Amsamblul transmisiei va fi fixat pe o placa de baza pentru evitarea vibratiilor daunatoare in

procesul de prelucrare.

Caiet de sarcini

Parametri tehnici:

- puterea motorului P = KW

- puterea de intrare P1 = KW

- puterea de iesire P3 = KW

- turatia de motor n1 = 1500 rot/min

- turatia arborelui intermediar n2 = 167,41 rot/min

- turatia arborelui de iesire n3 = 50 rot/min

- distanta dinre axe I treapta a12 = 200 mm

II treapta a23 = 200 mm

- raportul de transmitere i12 = 5,6

i34 = 4

- raportul de trasnmitere al transmisiei prin curele trapezoidale ITCT = 1,13

Componenta:

Transmisia se compune din:

- motor electric asincron trifazat;

- cuplaj trifazat;

- reductor de turatie in dpua trepte cu arbori in plan orizontal;

- transmisie prin curele trapezoidale ;

- masina de lucru;

transmisie mecanica

Documents

Transcript of transmisie mecanica