Documente online.
Username / Parola inexistente
  Zona de administrare documente. Fisierele tale  
Am uitat parola x Creaza cont nou
  Home Exploreaza






PROIECT Organe de masini si mecanisme II REDUCTOR DE TURATIE CILINDRIC CU DINTI INCLINATI

tehnica mecanica











ALTE DOCUMENTE

ECHIPAMENTE PENTRU SUDARE CU ARC ELECTRIC ACOPERIT SUB STRAT DE FLUX
Cunoasterea stiintifica
Torsorul unui sistem de forte in raport cu un punct
Piesa turnata
EAGLEMASTER CL 5100T
Masurarea unor parametri electrici ai materialelor semiconductoare
Evaluarea stadiului actual privind materialele de sudare performante
Miscarea de rotatie
MODELUL ATOMIC CONFORM MECANICII CUANTICE
TRANSPORTUL MARFII


UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTI  

FACULTATEA DE INGINERIE AEROSPATIALA  

Disciplina: Organe de masini si mecanisme       

PROIECT  O.M.M.  II 

REDUCTOR DE TURATIE CILINDRIC

CU DINTI INCLINATI 

 

 

 

Fisa de lucru

Nr. etapei

Data

Etapa

Procent

Semnatura cadrului didactic

1.

Primirea temei de proiect.

%

2.

Al 646i88g egerea motorului electric. Calculul energetic al transmisiei mecanice. Calculul puterilor, turatiilor si momentelor de torsiune pe fiecare arbore. Al 646i88g egerea si verificarea cuplajelor. Predimensionarea arborilor de transmisie.

Calculul transmisiei cu curele.

%

3.

Calculul integral al lagarului radial hidrodinamic. Desen de ansamblu preliminar al lagarului hidrodinamic.

%

4.

Predimensionarea angrenajului. Calculul elementelor geometrice caracteristice ale angrenajului. Desen de ansamblu definitiv al lagarului hidrodinamic.

%

5.

Verificarea angrenajului din punct de vedere al rezistentei mecanice. Al 646i88g egerea penelor. Desen de ansamblu preliminar al reductorului.

%

6.

Proiectarea constructiva a arborilor transmisiei. Verificarea arborilor la oboseala. Al 646i88g egerea si verificarea rulmentilor. Desen de ansamblu avansat al reductorului.

%

7.

Calculul de incalzire al reductorului. Desen de ansamblu definitiv al reductorului. Desen de executie preliminar al arborelui.

%

8.

Desen de executie definitiv. Transcrierea proiectului.

%

9.

Predare si sustinere proiectului.

%

UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTI                    STUDENT: Huiban V. Valeriu Cristian

FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA                          AN: III       GRUPA: 932

CATEDRA: O.M.T.                                                                     INDR. PR.: s. l. dr. ing. LUCIAN SEICIU 

TEMA DE PROIECT   

Sa se proiecteze o transmisie mecanica alcatuita din:

          ME      – motor electric asincron trifazat

          TCT     – transmisie prin curele trapezoidale

          R          – reductor de turatie cu roti dintate cilindrice cu dinti inclinati

          CEB     – cuplaj elastic cu bolturi

          CRF     – cuplaj rigid cu flansa

          LHD    – lagar hidrodinamic

          ML      – masina de lucru

Arborele rotii mari de curea este sprijinit pe doua lagare hidrodinamice radiale independente, cu racire naturala si ungere prin inel.

Se dau:

•        puterea la arborele masinii de lucru: PML = 17 kW

•        turatia arborelui masinii de lucru: nML = 180 rotmin

•        coeficientul de suprasarcina: b = 1,6. Schema cinematica a transmisiei mecanice propuse se prezinta in figura de mai jos:

CUPRINS

A.     Memoriu tehnic

6

6

6

7

8

9

9

9

9

9

10101010101111121214151717

17

17

19

20

21

21

1.      Al 646i88g egerea motorului electric. Calculul cinematic si energetic …………………………….  

                        1.1. Al 646i88g egerea motorului electric …………………………………………………………..  

                        1.2. Calculul cinematic ……………………………………………………………………  

                        1.3. Calculul energetic ……………………………………………………………………. 

2.      Predimensionarea arborilor ……………………………………………………………….. 

3.      Proiectarea transmisiei prin curele trapezoidale …………………………………………..

                        3.1. Al 646i88g egerea tipului curelei ……………………………………………………………….

                        3.2. Al 646i88g egerea diametrului primitiv al rotii mici ……………………………………………

                        3.3. Calcularea diametrului primitiv al rotii mari ………………………………………….

                        3.4. Distanta preliminara intre axe …………………………………………………………

                        3.5. Unghiul dintre ramurile curelei ………………………………………………………..

                        3.6. Unghiul de infasurare ………………………………………………………………….

                        3.7. Lungimea primitiva a curelei …………………………………………………………..

                        3.8. Viteza periferica a curelei ……………………………………………………………

                        3.9. Numarul de curele (preliminar) ………………………………………………………..  

                    3.10. Frecventa indoirii curelelor …………………………………………………………….  

                    3.11. Forta periferica transmisa ………………………………………………………………

4.      Calculul lagarului hidrodinamic …………………………………………………………….  

                        4.1. Stabilirea temperaturilor de echilibru termic …………………………………………  

                        4.2. Calculul parametrilor pentru temperaturile de echilibru ……………………………….   

                        4.3. Al 646i88g egerea ajustajului si a raportului B/D optim …………………………………………   

5.      Calculul angrenajului ………………………………………………………………………..   

                        5.1. Predimensionarea angrenajului …………………………………………………………   

5.1.1.      Al 646i88g egerea materialelor pentru rotile dintate si a tratamentelor termice sau termochimice …………………………………………………………………… 

5.1.2.      Predimensionarea angrenajului ………………………………………………….

                        5.2. Calculul elementelor geometrice ale rotilor dintate …………………………………….

                        5.3. Calculul fortelor din angrenaj …………………………………………………………..

                        5.4. Verificarile angrenajului ………………………………………………………………..

5.4.1.      Verificarea incadrarii in limitele angrenarii si generarii ………………………

5.4.2.      Verificarea rezistentei danturii rotilor dintate …………………………………

5.4.3.      Verificarea dimensionala a danturii rotilor dintate ………………………………

6.      Calculul reactiunilor. Diagrama de momente incovoietoare si de torsiune ………………….

                        6.1. Arborele pinion ………………………………………………………………………….

                        6.2. Arborele rotii conduse …………………………………………………………………..

7.      Al 646i88g egerea si verificarea rulmentilor …………………………………………………………..

8.      Al 646i88g egerea si verificarea penelor ………………………………………………………………

9.      Al 646i88g egerea si verificarea cuplajelor …………………………………………………………….

                        9.1. Cuplajul elastic cu bolturi ………………………………………………………………..

                        9.2. Cuplajul cu flanse ………………………………………………………………………..

10.  Verificarea arborilor ………………………………………………………………………….

                    10.1. Verificarea la oboseala …………………………………………………………………..

                    10.2. Verificarea la solicitare compusa ………………………………………………………..

                    10.3. Verificarea deformatiilor arborilor ………………………………………………………

                    10.4. Verificarea la vibratii …………………………………………………………………….

11.  Al 646i88g egerea lubrifiantului si a sistemului de ungere al angrenajului ……………………………

12.  Calculul termic al reductorului cu roti dintate …………………………………………………

                    12.1. Calculul randamentului total al reductorului ……………………………………………

                    12.2. Calculul temperaturii de functionare a reductorului ………………………………………

B.     Parte grafica

1.      Desen de ansamblu al transmisiei mecanice

2.      Desenul reductorului de turatie

3.      Desenul lagarului hidrodinamic

4.      Desen de executie al arborelui III

A.   MEMORIU TEHNIC

1.     Al 646i88g egerea motorului electric. Calculul cinematic si energetic

1.1.  Al 646i88g egerea motorului electric

Intrucat datele initiale prevad cunoasterea puterii la arborele de lucru, rezulta ca puterea necesara motorului electric se obtine din relatia:

unde s-au notat: PMM – puterea necesara motorului electric(masina motoare);

   PML – puterea arborelui masinii de lucru, PML = 17 kW

   htot – randamentul total la arborele masinii de lucru, care se determina cu relatia:

 ,

s-a notat: hangrenaj – randamentul angrenajului (hangrenaj = 0,98);

    hrulmenti – randamentul unei perechi de rulmenti (hrulmenti =0,992);

                hTCT     – randamentul transmisiei prin curele trapezoidale (hTCT =0,95);

                hLHD    – randamentul lagarului hidrodinamic (hLHD = 0,98);

rezulta:

,

puterea necesara motorului electric este:

,

tinand cont si de factorul de suprasarcina se obtine:

.

Cu aceasta valoare se alege conform STAS 1893-87 motorul electric asincron 200L×30×1450 avand urmatorii parametrii:                    puterea motorului: PME = 30kW,

                                                turatia de mers in gol: n = 15000 rot/min

                                                turatia de mers in sarcina: nME = 1450 rot/min.

 

1.2.   Calculul cinematic

Se calculeaza raportul de transmitere total al transmisiei mecanice:

totodata itot = iTCT × iRT, relatie in care iTCT – raportul de transmitere prin curele trapezoidale,

iRT – raportul de transmitere al reductorului de turatie, conform STAS 6012-82 se alege iRT = 4 ; rezulta: . Verificam daca eroarea de calcul se incadreaza in prescriptii: . Avem , prin urmare conditia este indeplinita.

Calculam turatiile arborilor:

n1 – turatia arborelui 1 – al motorului electric – este

n1 = 1450 rot/min

n2, n2’ – turatia arborelui 2 si 2’ – se determina din relatia:

n2 = n1/ iTCT = 1450/2,013 = 720,3 rot/min;   n2’= n2;

n3 – turatia arborelui 3 – a masinii de lucru

n3 = n2/iRT = 720,3 / 4 =180 rot/min

1.3.  Calculul energetic

Puterile primite de arborii ce apartin transmisiei mecanice sunt:

Ø      arborele 1:  

Ø      arborele 2:

Ø      arborele 2’:

Ø      arborele 3:

Momentele de torsiune transmise de arbori sunt:

Ø      arborele 1:

Ø      arborele 2:

Ø      arborele 2’:

Ø      arborele 3:  

2.     Predimensionarea arborilor

Solicitarile la care sunt supusi arborii reductorului sunt incovoierea si torsiunea. In calculul de predimensionare a acestora se va lua in consideratie numai torsiunea, iar pentru a tine cont si de incovoiere se vor folosi valori admisibile reduse tat (uzual tat = 10÷12N/mm2 pentru arborii I si III, iar pentru arborele intermediar II, tat = 15÷20N/mm2).

Relatia de predimensionare este:

de unde rezulta:

·        diametrul arborelui I:   

·        diametrul arborelui II:  

·        diametrul arborelui II’:  

·        diametrul arborelui III: 

Diametrul capetelor de arbore in functie de momentul transmisibil se alege conform STAS 8724/3-74 tinandu-se seama si de STAS 8724/2-74. Pentru capatul arborelui III, pe care se monteaza cuplajul elastic cu bolturi, se consulta STAS 5982/6-81, iar pentru cuplajul cu flanse STAS 769-73. Lungimile se aleg pentru serie scurta.

·        arborele I:                        d1 = 56mm

toleranta/abateri: m6

l1 = 82mm

·        arborele II, II’:                 d2 = 60mm = d2’

toleranta/abateri: m6

l2 = 105mm

·        arborele III:                      d3 = 95mm

toleranta/abateri: m6

l3 = 130mm

3.     Proiectarea transmisiei prin curele trapezoidale

Calculul transmisiei prin curele trapezoidale cu arbori paraleli este standardizat: STAS 1163-71.

Marimile de intrare sunt: - puterea la arborele motorului de antrenare:

•        turatia rotii conducatoare: n1 = nM = 1450 rot/min

•        turatia rotii conduse: n2 = 720,3 rot/min (sau iTCT = 1,99)

3.1.  Al 646i88g egerea tipului curelei

Pe baza nomogramei pentru curele trapezoidale inguste se alege cureaua tip SPB, deoarece conform prescriptiilor se recomanda alegerea tipului de curea de sub linia oblica daca se afla in apropierea frontierelor dintre domenii; plaja de valori ale diametrului primitiv al rotii mici fiind .  

3.2.        Al 646i88g egerea diametrului primitiv al rotii mici

Aceasta alegere se face in functie de tipul curelei respectandu-se indicatiile din STAS 1164-87; astfel s-a ales .

Fig. 3.1.

3.3.        Calcularea diametrului primitiv al rotii mari

Calculul se realizeaza cu relatia:

                                     

Rezulta: . Standardizam conform STAS 1164-87 si se obtine .

3.4.  Distanta preliminara intre axe


Relatia de calcul:  

                             

Fig. 3.2.

Rezulta: A = 640mm.

3.5.  Unghiul dintre ramurile curelei

Relatia de calcul: .

Rezulta:

3.6.  Unghiul de infasurare

Q pe roata mica:

Q pe roata mare:

3.7.  Lungimea primitiva a curelei

Relatia de calcul:  Þ Lp = 2497,99mm.

Conform STAS 1164-87: Lp = 2500mm Þ SPB 2500 .

Cu aceasta valoare se recalculeaza A, g, b1 si b2:

 Þ ; prin urmare, A = 640 mm.

 

3.8.  Viteza periferica a curelei

Relatia de calcul:   Þ  v = 9,14 m/s

3.9.  Numarul de curele (preliminar)

Relatia de calcul: .

cf = ks = 1,3 – coeficient de functionare

cL = 0,94 – coeficient de lungime

cb = 1 – 0,003(180 - b1) – coeficient de infasurare; cb = 0,956

P0 – puterea nominala transmisa de o curea se alege conform STAS 1163-71 pentru conditiile specifice cinematice (n1) si tipului de curea ales sau folosind relatia de calcul:  

in care a1, b1, c1, De sunt constante cu valori indicate in functie de profilul curelei; astfel pentru cureaua SPB avem: a1 = 1,2315; b1 = 5,68; c1 = 139ּ10-6; De = 400mm. Rezulta P0 = 8,987 KW, obtin i =1,2

Se obtine: z0 = 5,95.

Coeficientul numarului de curele care tine seama de faptul ca momentul de torsiune nu se repartizeaza uniform pe cele z0 curele: cz = 0,9

Numarul final de curele este:   Þ  z = 7.

3.10.    Frecventa indoirii curelelor

Relatia de calcul: , in care:

x = 2 – numarul rotilor de curea;

v = 9,14 m/s – viteza periferica a curelei, in m/s;

Lp = 2500mm – lungimea primitiva a curelei (valoarea standardizata aleasa), in mm.

Se obtine: f = 7,312 Hz < 40Hz = fa.

3.11.    Forta periferica transmisa

Relatia de calcul:  Þ  F = 5060,17 N.

Notand: F0 – forta de intindere initiala a curelei

Fa – forta de apasare a arborelui;

avem: F0 = Fa = (1,5…2)F = 2×5060,17 = 10120,35 N.     


Rotile pentru curele trapezoidale sunt standardizate conform STAS 1162-84.

Fig. 3.3.

Elementele geometrice ale curelei SPB 2500, conform STAS 7192-83, sunt:

lp      = 14 mm                                                e  = 19 ± 0,4 mm

nmin  = 4,2 mm                                               a = 38˚±1˚

mmin = 14 mm                                                r   = 1,0

f        =  mm

latimea rotii de curea: B = (z-1)×e + 2×f = (5-1)×19 + 2×12,5 = 140 mm Þ B = 140 mm.

4.     Calculul lagarului hidrodinamic

Date de intrare:

–        forta care apasa asupra fusului Ffus = 5060,17 N;

–        turatia fusului nII = 487,4 rot/min;

–        diametrul capatului de arbore: d2 = 60 mm; diametrul lagarului hidrodinamic se obtine astfel: dLHD = D ³ de + 2÷5 mm, de ³ d2 + 12÷15 mm Þ de = 60 +14 = 74 mm Þ dLHD =  = 74 + 4 = 78 mm Þ

–        diametrul lagarului D = 78 mm.

Date alese:

–        raportul diametral:  

–        temperaturile de calcul:  

–        jocul relativ:  

–        uleiul: L 46

–        vascozitatile cinematice ale uleiului corespunzatoare celor cinci valori ale temperaturii considerate sunt:

tj[˚C]

40

50

60

70

80

mj [Pa×s]

0,04062

0,02585

0,01722

0,01225

0,00890

4.1.  Stabilirea temperaturilor de echilibru termic

Presiunea medie se calculeaza cu relatia:   

Coeficientii de portanta se calculeaza cu relatia: ; (n = nII = 7,887×s-1)

Puterea consumata prin frecare: , unde - coeficientii puterii consumate prin frecare.

In tabelul 1 sunt centralizate rezultatele obtinute in urma calculelor pentru cazul B/D = 0,5:

TABEL 1

            tj[˚C]   

yi[‰]

40

50

60

0,5

4,032

80,64

28,745

2,321

46,417

44,425

1,429

28,745

29,871

1

1,008

20,612

34,904

0,58

12,982

23,699

0,357

8,773

17,587

1,5

0,448

10,637

26,899

0,258

6,798

18,605

0,159

4,806

13,921

2

0,252

6,685

22,311

0,145

4,485

16,435

0,089

3,182

12,179

2,5

0,161

4,863

20,361

0,093

3,266

14,713

0,057

2,319

11,107

            tj[˚C]  

yi[‰]

70

80

0,5

0,927

19,08

21,426

0,651

14,152

16,131

1

0,232

6,296

13,196

0,163

4,9

10,486

1,5

0,103

3,504

10,886

0,072

2,727

8,739

2

0,058

2,34

9,622

0,041

1,877

7,77

2,5

0,037

1,78

8,814

0,026

1,451

7,333

Iar in tabelul 2 sunt centralizate rezultatele obtinute in cazul B/D = 0,7:

TABEL 2

            tj[˚C]  

yi[‰]

40

50

60

0,5

5,645

96,892

81,682

3,249

61,239

56,463

2,001

40,072

41,261

1

1,411

28,237

48,074

0,812

16,404

31,235

0,5

10,443

21,287

1,5

0,627

12,838

32,597

0,361

8,02

21,979

0,222

5,514

16,392

2

0,353

7,885

26,335

0,203

5,13

18,913

0,125

3,586

13,841

2,5

0,226

5,582

23,424

0,13

3,683

16,695

0,08

2,604

12,54

            tj[˚C]  

yi[‰]

70

80

0,5

1,298

37,747

29,834

0,912

27,937

22,081

1

0,325

9,896

15,643

0,228

7,824

12,368

1,5

0,144

5,257

12,466

0,101

4,18

9,912

2

0,081

3,443

10,884

0,057

2,764

8,739

2,5

0,052

2,501

9,884

0,036

2,057

8,129

Puterea (fluxul de caldura) evacuata prin corpul lagarului este:  

unde:  

•           k = 14 W/(m2×K) – coeficientul global de transfer de caldura;

•           A = 25 ×B/D×D2 – suprafata de racire a corpului lagarului;

•           t0 = 20˚C – temperatura mediului ambiant.

Rezultatele obtinute in urma calculului sunt: – pentru B/D = 0,5:

tj [˚C]

40

50

60

70

80

[W]

7,406

11,109

14,812

18,515

22,218

•        pentru B/D = 0,7:

tj [˚C]

40

50

60

70

80

[W]

10,368

15,553

20,737

25,921

31,105

Se traseaza graficele corespunzatoare celor doua valori ale raportului diametral B/D:

   fig. 4.1.


  fig. 4.2.


Fig. 4.1.

Fig. 4.2.

Rezulta doua siruri de valori ale temperaturii de echilibru: t1e =

t2e =

4.2.  Calculul parametrilor pentru temperaturile de echilibru

Grosimea minima a filmului de lubrifiant: , unde  reprezinta grosimea minima a filmului de lubrifiant. Totodata d = 1 - e, unde e - excentricitatea relativa. Rezulta ei = 1 - di.

Debitul hidrodinamic de lubrifiant: , unde - coeficientul debitului hidrodinamic.

In tabelul 3, respectiv tabelul 4, sunt centralizate rezultatele calculelor pentru cele doua valori ale raportului diametral.

Tabelul 3: B/D = 0,5

te, [˚C]

me, [Pa×s]

Cpe

Cfe

Pfe

de

ee

hm

CQse

Qse

73

0,012

1,242

25,045

19,795

0,698

0,302

8,03

0,443

0,065

63,5

0,016

0,424

10,153

16,05

0,464

0,536

10,663

0,802

0,234

59

0,018

0,22

6,068

14,368

0,331

0,669

11,41

1

0,438

56,5

0,021

0,138

4,323

13,668

0,253

0,747

11,661

1,113

0,65

55

0,022

0,094

3,292

13,01

0,204

0,796

11,752

1,185

0,865

Tabelul 4: B/D = 0,7

te, [˚C]

me, [Pa×s]

Cpe

Cfe

Pfe

de

ee

hm

CQse

Qse

73

0,012

1,739

34,804

27,508

0,842

0,158

9,679

0,212

0,043

60,5

0,017

0,651

13,288

21,005

0,678

0,322

15,586

0,445

0,182

56

0,021

0,351

7,856

18,627

0,54

0,46

18,632

0,648

0,397

53,5

0,023

0,218

5,42

17,135

0,429

0,571

19,724

0,807

0,66

51

0,025

0,152

4,122

16,291

0,348

0,652

20,033

0,917

0,938

4.3.  Al 646i88g egerea ajustajului si a raportului B/D optim

Se traseaza dependentele: hm(y), (fig. 4.3.); te(y), (fig. 4.4.); ee(y), (fig. 4.5.); Qse(y), (fig. 4.6.); Pfe(y), (fig. 4.7.); y20(y), (fig. 4.8.).



Fig. 4.3.

Fig. 4.4.



Fig. 4.6.

Fig. 4.5.

Fig. 4.7.

Fig. 4.8.



Se considera excentricitatea relativa admisibila ea = 0,35; temperatura maxima admisibila a lubrifiantului ta = 60˚C; iar valoarea admisibila a grosimii filmului de lubrifiant s-a stabilit ha = 6mm.

Jocul relativ la montaj se calculeaza cu relatia: , unde kd = 11×10-6 este coeficientul de dilatare a jocului, considerand cuzinetul prelucrat din bronz. Din figura 4.3. se remarca faptul ca pentru nici o valoare yi adoptata initial nu exista restrictii, astfel incat intervalul rezultat este y(‰) I [0,5; 2,5]. Jocul diametral la montaj se calculeaza cu relatia J20 = Dּy20. S-au obtinut urmatoarele rezultate:

B/D = 0,5

te [˚C]

73

63,5

59

56,5

55

y20

1,083ּ10-3

1,478ּ10-3

1,929ּ10-3

2,402ּ10-3

2,885ּ10-3

J20 [mm]

49,818

68,011

88,734

110,469

132,71

B/D = 0,7

te [˚C]

73

60,5

56

53,5

51

y20

1,083ּ10-3

1,445ּ10-3

1,896ּ10-3

2,368ּ10-3

2,841ּ10-3

J20 [mm]

49,818

66,493

87,216

108,951

130,686

Se opteaza pentru raportul diametral B/D = 0,5. S-au ales mai multe ajustaje standardizate care sa verifice conditiile: J20 min STAS ³ 49,818 mm si J20 max STAS £ 132,71 mm. Dintre aceste ajustaje s-a optat pentru H7/e7 caz in care J20 min STAS = 50 mm, iar J20 max STAS = 100 mm, astfel ca y20 min STAS= =0,001087 si y20 max STAS = 0,002174 iar prin interpolarea graficului functiei y20 = f(y) se obtine ymin STAS = 0,001557 si ymax STAS = 0,00257 de unde rezulta, mai departe, Jmin STAS = 71,615 mm si Jmax STAS = 118,205 mm.

In final, calculam valorile probabile ale caracteristicilor tehnice ale lagarului hidrodinamic:

 Prin urmare: B = 23mm

tp

[°C]

mp [Paּs]

Cp

Cfp

Pfp

[W]

CQsp

Qsp

[dm3/s]

dp

ep

hmp [mm]

56,31

0,021

0,131

4,153

13,544

1,125

0,011

0,245

0,755

11,644

5.     Calculul angrenajului

5.1.  Predimensionarea angrenajului

5.1.1.          Al 646i88g egerea materialelor pentru rotile dintate si a tratamentelor termice sau termochimice

Rotile dintate care fac parte din compunerea reductoarelor de turatie, de orice tip ar fi ele, sunt organe de masini puternic solicitate. Principalele solicitari sunt cea de incovoiere la piciorul dintelui – efort unitar sF – si solicitarea hertziana la contactul flancurilor – efort unitar sH, ambele solicitari fiind variabile in timp dupa cicluri de tip pulsator.

Din calculul la tensiune superficiala de contact prin oboseala (pitting) se impune ca cele doua roti sa fie executate din materiale diferite astfel incat flancul dintilor pinionului sa fie mai dur decat flancul dintilor rotii conduse.

Materialele alese sunt:

•        pentru pinion: OLC 45 CIF STAS 880-88 cu caracteristicile mecanice:

•        duritatea:                                    miez – 250 HB

flanc – 55 HRC

•        rezistenta la rupere:                sr = 640 N/mm2

•        limita de curgere:                    sc = 380 N/mm2

•        rezistenta la pitting:                 sHlimp = 1180 N/mm2

•        rezistenta la piciorul dintelui:  sFlimp = 210 N/mm2

•        pentru roata condusa: OL 50 STAS 500/2-80 cu caracteristicile mecanice:

•        duritatea: miez si flanc:           170 HB

•        rezistenta la rupere:                        sr = 560 N/mm2

•        limita de curgere:                            sc = 280 N/mm2

•        rezistenta la pitting:                          sHlimr = 375 N/mm2

•        rezistenta la piciorul dintelui:    sFlimr = 168 N/mm2

5.1.2.          Predimensionarea angrenajului

Pe baza calculului la solicitare hertziana (pitting) se dimensioneaza diametrul de divizare al pinionului pe conul frontal median : 

in care:

 – moment de torsiune la arborele pinionului;

KA = 1 – factorul sarcinii dinamice exterioare;

KV = 1,15 – factor dinamic interior;

KHb = 1,35 – factorul repartitiei longitudinale a sarcinii pentru solicitarea hertziana;

 – coeficient de latime, unde: b – latimea rotii conice, iar Rm – lungimea medie a generatoarei conului de divizare.

raportul numerelor de dinti; pentru angrenaje reductoare u = iRT = 2

ZM = 271– factor de material

ZH = 1,77 – factorul punctului de rostogolire

SH = 1,5 – factor de siguranta la solicitarea hertziana

KHN = 1 – factorul numarului de cicluri la solicitarea hertziana

ZR = 1 – factor de rugozitate

ZW = 1 – factorul raportului duritatii flancurilor 

Þ = 66,537 mm

Calculam diametrul de divizare al pinionului pe conul frontal exterior d1:

           

Consideram:               d1 = 84 mm.

Modulul pe conul frontal median mm se dimensioneaza pe baza relatiei de calcul a efortului la piciorul dintelui:

in care:

KFb = 1,35 – factorul repartitiei longitudinale a sarcinii pentru solicitarea la piciorul dintelui

Ka = 1 – factorul repartitiei frontale a sarcinii

YF = 3,24 – factor de forma ales pentru x = 0 (dantura nedeplasata) si pentru un numar de dinti ales estimativ z1 = 15

d1 = arctg(1/iRT) = 0,464 – semiunghiul la varf al conului de divizare al pinionului

SF = 2 – factorul de siguranta pentru solicitarea la piciorul dintelui

KFN = 1 – factorul numarului de cicluri pentru solicitarea la piciorul dintelui

YS = 1 – factorul concentratorului de eforturi

YFx = 1 – factorul dimensional.

Rezulta:

mmed = 3,099 mm.

Modulul pe conul frontal exterior:

Consideram:

m = 4 mm

Calculam numarul maxim de dinti ai pinionului:

Al 646i88g egem: z1 = 15.

Recalculam modulul pe conul frontal exterior:

Standardizam:

STAS 822 – 82 Þ m = 6 mm

Recalculam:

Determinam numarul de dinti ai rotii conduse:

Al 646i88g egem: z2 = 27

Prin urmare:

z1 = 14                             z2 = 27

Raportul de transmitere efectiv al angrenajului conic este:

 

5.2.  Calculul elementelor geometrice ale rotilor dintate

Q numarul de dinti:

              z1 = 14                       z2 = 27

Q semiunghiul conului de divizare:

              d1 = arctg(1/iRT) = 27,407575°

              d2 = 90° - d1 = 68,592425°

Q modulul pe conul frontal exterior:

              m = 6 mm

Q pasul pe conul frontal exterior:

              p = pm = 18,849556 mm

Q coeficientul de latime:

              yRm = 0,32

Q modulul pe conul frontal median:

             

Q inaltimea capului dintelui:

              (= 1 – coeficientul inaltimii capului de referinta)

Q inaltimea piciorului dintelui:

              (=1,2 – coeficientul inaltimii piciorului de referinta)

Q inaltimea dintelui:

              h = ha + hf = 13,2 mm

Q diametrul de divizare pe conul frontal exterior:

              d1 = m×z1 = 84 mm

              d2 = m×z2 = 162 mm

Q diametrul de divizare pe conul frontal median:

             

Q diametrul de cap:

             

Q diametrul de picior:

             

Q lungimea exterioara a generatoarei conului de divizare:

             

Q lungimea medie a generatoarei conului de divizare:

             

Q latimea danturii:

             

Q unghiul capului dintelui:

             

Q unghiul piciorului dintelui:

             

Q unghiul dintelui:

             

Q semiunghiul la varf al conului de cap:

             

Q semiunghiul la varf al conului de picior:

             

Q diametrul de divizare al rotii cilindrice echivalente (inlocuitoare):

             

Q numarul de dinti ai rotii cilindrice echivalente:

             

Q diametrul de cap al rotii cilindrice echivalente:

             

Q diametrul de baza al rotii cilindrice echivalente:

             

Q distanta dintre axe pentru un angrenaj cilindric inlocuitor:

             

5.3.  Calculul fortelor din angrenaj

Deoarece calculul de rezistenta se efectueaza pentru angrenajul cilindric inlocuitor (echiva-lent) de pe conul frontal median se considera forta normala pe dinte Fn aplicata in punctul de intersectie al liniei de angrenare cu cercul de divizare mediu. Forta normala Fn se descompune in trei componente ortogonale: forta tangentiala Ft la cercul de divizare mediu, forta radiala Fr si forta axiala Fa.

Se neglijeaza pierderile de putere in angrenaje (deci fortele de frecare) care sunt reduse. Ca urmare, se calculeaza fortele ce actioneaza asupra pinionului datorita momentului de torsiune la arborele motor (Mt pinion), iar fortele ce actioneaza asupra rotii conduse se iau egale si de sens contrar (conform principiului actiunii si reactiunii). In cazul angrenajului conic ortogonal (S = 90°) forta opusa lui este , iar lui i se opune .

Schema fortelor ce incarca arborii reductorul de turatie cu roti conice cu dinti drepti este reprezentata in schema de mai jos:

Relatiile de calcul ale fortelor in angrenajul conic cu dinti drepti ortogonal sunt:

          Q fortele tangentiale:

          Q fortele radiale:

          Q fortele axiale:

          Q forta normala pe flancul dintelui:

Sensul fortei tangentiale Ft ce actioneaza asupra unei roti conice depinde de sensul de rotatie, fortele radiala Fr si cea axiala Fa avand totdeauna acelasi sens. 

5.4.  Verificarile angrenajului

5.4.1.          Verificarea incadrarii in limitele angrenarii si generarii

5.4.1.1.Verificarea continuitatii angrenarii

Pentru angrenajul conic cu dinti drepti se calculeaza gradul de acoperire al angrenajului cilindric inlocuitor (echivalent) care trebuie sa verifice conditia:

 (pentru angrenaj de precizie modesta).

 

5.4.2.          Verificarea rezistentei danturii rotilor dintate

 

5.4.3.          Verificarea dimensionala a danturii rotilor dintate

6.     Calculul reactiunilor. Diagrama de momente incovoietoare si de torsiune

6.1.  Arborele pinion

6.2.  Arborele rotii conduse

 


Document Info


Accesari: 4011
Apreciat:

Comenteaza documentul:

Nu esti inregistrat
Trebuie sa fii utilizator inregistrat pentru a putea comenta


Creaza cont nou

A fost util?

Daca documentul a fost util si crezi ca merita
sa adaugi un link catre el la tine in site

Copiaza codul
in pagina web a site-ului tau.

 


Copyright © Contact (SCRIGROUP Int. 2014 )