Proiect Organe de Masini Si Mecanisme II Reductor de Turatie Cilindric Cu Dinti Inclinati

Embed Size (px)

Citation preview

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

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

Partea superioar a machetei

Partea inferioar a machetei

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 lucruNr. etapeiDataEtapaProcentSemnatura 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 CristianFACULTATEA 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 kWturatia arborelui masinii de lucru: nML = 180 rotmincoeficientul de suprasarcina: = 1,6. Schema cinematica a transmisiei mecanice propuse se prezinta in figura de mai jos:

CUPRINSA. Memoriu tehnic666789999910101010101111121214151717171719202121

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 mecanice2. Desenul reductorului de turatie 3. Desenul lagarului hidrodinamic4. Desen de executie al arborelui IIIA. MEMORIU TEHNIC 1. Al 646i88g egerea motorului electric. Calculul cinematic si energetic 1.1. Al 646i88g egerea motorului electricIntrucat 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 kWtot randamentul total la arborele masinii de lucru, care se determina cu relatia: ,s-a notat: angrenaj randamentul angrenajului (angrenaj = 0,98);rulmenti randamentul unei perechi de rulmenti (rulmenti =0,992);

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

LHD randamentul lagarului hidrodinamic (LHD = 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 200L301450 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 cinematicSe 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 lucrun3 = n2/iRT = 720,3 / 4 =180 rot/min1.3. Calculul energeticPuterile primite de arborii ce apartin transmisiei mecanice sunt: arborele 1: arborele 2: arborele 2: arborele 3: Momentele de torsiune transmise de arbori sunt: arborele 1: arborele 2: arborele 2: arborele 3: 2. Predimensionarea arborilorSolicitarile 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 at (uzual at = 1012N/mm2 pentru arborii I si III, iar pentru arborele intermediar II, at = 1520N/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: m6l1 = 82mm arborele II, II:

d2 = 60mm = d2toleranta/abateri: m6l2 = 105mm arborele III:

d3 = 95mmtoleranta/abateri: m6l3 = 130mm 3. Proiectarea transmisiei prin curele trapezoidaleCalculul 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 miciAceasta 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 ( pe roata mica: ( pe roata mare: 3.7. Lungimea primitiva a curelei Relatia de calcul: ( Lp = 2497,99mm. Conform STAS 1164-87: Lp = 2500mm ( SPB 2500 . Cu aceasta valoare se recalculeaza A, , 1si ( ; prin urmare, A = 640 mm. 3.8. Viteza periferica a curelei Relatia de calcul: ( v = 9,14 m/s 3.9. Numarul de curele (preliminar) Relatia de calcul: . cf = ks = 1,3 coeficient de functionarecL = 0,94 coeficient de lungime c = 1 0,003(180 - 1) coeficient de infasurare; c = 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 = 13910-6; De = 400mm. Rezulta P0 = 8,987 KW, obtin i =1,2Se 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 = 0,9Numarul final de curele este: ( 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: ( F = 5060,17 N. Notand: F0 forta de intindere initiala a curelei Fa forta de apasare a arborelui; avem: F0 = Fa = (1,52)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 mmnmin = 4,2 mm

= 381mmin = 14 mm

r = 1,0 f = mmlatimea rotii de curea: B = (z-1)(e + 2(f = (5-1)(19 + 2(12,5 = 140 mm ( B = 140 mm. 4. Calculul lagarului hidrodinamicDate 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 ( de + 25 mm, de ( d2 + 1215 mm ( de = 60 +14 = 74 mm ( dLHD = = 74 + 4 = 78 mm ( 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]4050607080

j [Pa(s]0,040620,025850,017220,012250,00890

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] i[]405060

0,54,03280,6428,7452,32146,41744,4251,42928,74529,871

11,00820,61234,9040,5812,98223,6990,3578,77317,587

1,50,44810,63726,8990,2586,79818,6050,1594,80613,921

20,2526,68522,3110,1454,48516,4350,0893,18212,179

2,50,1614,86320,3610,0933,26614,7130,0572,31911,107

tj[C] i[]7080

0,50,92719,0821,4260,65114,15216,131

10,2326,29613,1960,1634,910,486

1,50,1033,50410,8860,0722,7278,739

20,0582,349,6220,0411,8777,77

2,50,0371,788,8140,0261,4517,333

Iar in tabelul 2 sunt centralizate rezultatele obtinute in cazul B/D = 0,7: TABEL 2 tj[C] i[]405060

0,55,64596,89281,6823,24961,23956,4632,00140,07241,261

11,41128,23748,0740,81216,40431,2350,510,44321,287

1,50,62712,83832,5970,3618,0221,9790,2225,51416,392

20,3537,88526,3350,2035,1318,9130,1253,58613,841

2,50,2265,58223,4240,133,68316,6950,082,60412,54

tj[C] i[]7080

0,51,29837,74729,8340,91227,93722,081

10,3259,89615,6430,2287,82412,368

1,50,1445,25712,4660,1014,189,912

20,0813,44310,8840,0572,7648,739

2,50,0522,5019,8840,0362,0578,129

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 = 20C temperatura mediului ambiant. Rezultatele obtinute in urma calculului sunt: pentru B/D = 0,5: tj [C]4050607080

[W]7,40611,10914,81218,51522,218

pentru B/D = 0,7:tj [C]4050607080

[W]10,36815,55320,73725,92131,105

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 = 1 - , unde - excentricitatea relativa. Rezulta i = 1 - i. 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 = 0,5te, [C]e, [Pa(s]CpeCfePfeeehmCQseQse

730,0121,24225,04519,7950,6980,3028,030,4430,065

63,50,0160,42410,15316,050,4640,53610,6630,8020,234

590,0180,226,06814,3680,3310,66911,4110,438

56,50,0210,1384,32313,6680,2530,74711,6611,1130,65

550,0220,0943,29213,010,2040,79611,7521,1850,865

Tabelul 4: B/D = 0,7te, [C]e, [Pa(s]CpeCfePfeeehmCQseQse

730,0121,73934,80427,5080,8420,1589,6790,2120,043

60,50,0170,65113,28821,0050,6780,32215,5860,4450,182

560,0210,3517,85618,6270,540,4618,6320,6480,397

53,50,0230,2185,4217,1350,4290,57119,7240,8070,66

510,0250,1524,12216,2910,3480,65220,0330,9170,938

4.3. Al 646i88g egerea ajustajului si a raportului B/D optim Se traseaza dependentele: hm(), (fig. 4.3.); te(), (fig. 4.4.); e(), (fig. 4.5.); Qse(), (fig. 4.6.); Pfe(), (fig. 4.7.); 20(), (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 a = 0,35; temperatura maxima admisibila a lubrifiantului ta = 60C; iar valoarea admisibila a grosimii filmului de lubrifiant s-a stabilit ha = 6m. 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 i adoptata initial nu exista restrictii, astfel incat intervalul rezultat este () ( [0,5; 2,5]. Jocul diametral la montaj se calculeaza cu relatia J20 = D20. S-au obtinut urmatoarele rezultate: B/D = 0,5te [C]7363,55956,555

201,08310-31,47810-31,92910-32,40210-32,88510-3

J20 [m]49,81868,01188,734110,469132,71

B/D = 0,7te [C]7360,55653,551

20 1,08310-31,44510-31,89610-32,36810-32,84110-3

J20 [m]49,81866,49387,216108,951130,686

Se opteaza pentru raportul diametral B/D = 0,5. S-au ales mai multe ajustaje standardizate care sa verifice conditiile: J20 min STAS ( 49,818 m si J20 max STAS ( 132,71 m. Dintre aceste ajustaje s-a optat pentru H7/e7 caz in care J20 min STAS = 50 m, iar J20 max STAS = 100 m, astfel ca 20 min STAS= =0,001087 si 20 max STAS = 0,002174 iar prin interpolarea graficului functiei 20 = f() se obtine min STAS = 0,001557 si max STAS = 0,00257 de unde rezulta, mai departe, Jmin STAS = 71,615 m si Jmax STAS = 118,205 m. In final, calculam valorile probabile ale caracteristicilor tehnice ale lagarului hidrodinamic: Prin urmare: B = 23mm tp [(C]p [Pas]Cp Cfp Pfp [W]CQspQsp [dm3/s]p p hmp [m]

56,310,0210,1314,15313,5441,1250,0110,2450,75511,644

5. Calculul angrenajului5.1. Predimensionarea angrenajului 5.1.1. Al 646i88g egerea materialelor pentru rotile dintate si a tratamentelor termice sau termochimiceRotile 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 F si solicitarea hertziana la contactul flancurilor efort unitar H, 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: r = 640 N/mm2 limita de curgere: c = 380 N/mm2 rezistenta la pitting: Hlimp = 1180 N/mm2 rezistenta la piciorul dintelui: Flimp = 210 N/mm2 pentru roata condusa: OL 50 STAS 500/2-80 cu caracteristicile mecanice: duritatea: miez si flanc: 170 HBrezistenta la rupere:

r = 560 N/mm2 limita de curgere:

c = 280 N/mm2 rezistenta la pitting:

Hlimr = 375 N/mm2 rezistenta la piciorul dintelui: Flimr = 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;KH = 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 hertzianaKHN = 1 factorul numarului de cicluri la solicitarea hertziana ZR = 1 factor de rugozitate ZW = 1 factorul raportului duritatii flancurilor ( = 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: KF = 1,35 factorul repartitiei longitudinale a sarcinii pentru solicitarea la piciorul dintelui K = 1 factorul repartitiei frontale a sarciniiYF = 3,24 factor de forma ales pentru x = 0 (dantura nedeplasata) si pentru un numar de dinti ales estimativ z1 = 151 = arctg(1/iRT) = 0,464 semiunghiul la varf al conului de divizare al pinionuluiSF = 2 factorul de siguranta pentru solicitarea la piciorul dintelui KFN = 1 factorul numarului de cicluri pentru solicitarea la piciorul dinteluiYS = 1 factorul concentratorului de eforturi YFx = 1 factorul dimensional. Rezulta: mmed = 3,099 mm.Modulul pe conul frontal exterior:

Consideram: m = 4 mmCalculam numarul maxim de dinti ai pinionului:

Al 646i88g egem: z1 = 15. Recalculam modulul pe conul frontal exterior:

Standardizam: STAS 822 82 ( m = 6 mmRecalculam: Determinam numarul de dinti ai rotii conduse:

Al 646i88g egem: z2 = 27Prin urmare: z1 = 14 z2 = 27Raportul de transmitere efectiv al angrenajului conic este:

5.2. Calculul elementelor geometrice ale rotilor dintate ( numarul de dinti:

z1 = 14

z2 = 27 ( semiunghiul conului de divizare:

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

2 = 90 - 1 = 68,592425( modulul pe conul frontal exterior:

m = 6 mm( pasul pe conul frontal exterior:

p = m = 18,849556 mm( coeficientul de latime:

Rm = 0,32 ( modulul pe conul frontal median:

( inaltimea capului dintelui:

(= 1 coeficientul inaltimii capului de referinta)( inaltimea piciorului dintelui:

(=1,2 coeficientul inaltimii piciorului de referinta) ( inaltimea dintelui:

h = ha + hf = 13,2 mm ( diametrul de divizare pe conul frontal exterior:

d1 = m(z1 = 84 mm

d2 = m(z2 = 162 mm( diametrul de divizare pe conul frontal median:

( diametrul de cap:

( diametrul de picior:

( lungimea exterioara a generatoarei conului de divizare:

( lungimea medie a generatoarei conului de divizare:

( latimea danturii:

( unghiul capului dintelui:

( unghiul piciorului dintelui:

( unghiul dintelui:

( semiunghiul la varf al conului de cap:

( semiunghiul la varf al conului de picior:

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

( numarul de dinti ai rotii cilindrice echivalente:

( diametrul de cap al rotii cilindrice echivalente:

( diametrul de baza al rotii cilindrice echivalente:

( 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 ( = 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:

( fortele tangentiale:

( fortele radiale:

( fortele axiale:

( 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 generarii5.4.1.1.Verificarea continuitatii angrenariiPentru 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 dintate5.4.3. Verificarea dimensionala a danturii rotilor dintate6. Calculul reactiunilor. Diagrama de momente incovoietoare si de torsiune6.1. Arborele pinion6.2. Arborele rotii conduse _1431255382.unknown