teorie reductor

PROIECT LA ORGANE DE MASINI


TEMA PROIECTULUISa se proiecteze un lagăr radial funcţionând în regim hidrodinamic

având următoarele caracteristici:- sarcina radială F=16500N- turaţia fusului n=1050rot/min- diametrul nominal al fusului d(D)=105 mm- raportul B/D=1- uleiul utilizat L 46Ungerea se va face folosind un inel mobil aşezat pe arbore, răcirea

făcându-se prin carcasa lagărului.Să se proiecteze o transmisie mecanică alcătuită dintr-un motor electric

trifazat de curent alternativ, transmisie prin curele trapezoidale, reductor de turaţie cu o treaptă de reducere cu roţi dinţate conice cu dinţi drepţi şi cuplaj elastic cu bolţuri conform schemei anexate, având următoarele caracteristici:

- puterea la arborele de ieşire PII=24 KW;- turaţia la arborele de ieşire nII=120 rot/min;- raport de transmitere al angrenajului i12=4;- turaţia de mers în gol a motorului electric nME gol=750 rot/min; - intervalul de funcţionare între două reparaţii capitale Lh=10.000 ore.

-3

={0,5;1;1,5;2;2,5}10-joc relativ

Presiunea medie : 2

Pm=F/BD=16.500/105*105=1,4965N/mm T 40 50 60 70 80 90 0,04062 0,02585 0,01722 0,01225 0.00890 0,00671

Coeficient de portanta: 2 2

Cpi,j =nj/pmn=1050/60=17,5rot/s

Cp1,J Cp2,j cp3,j cp4,j cp5,j cp6,j

1.90003 1.2091 0.8054 0.57300 0.4163 0.313860.47500 0.302289 0.2010 0.14325 0.1040 0.07840.21111 0.134351 0.0894 0.06366 0.0462 0.034870.1187 0.075572 0.0503 0.03581 0.0260 0.01961

1


0.07600 0.048366 0.0322 0.02292 0.0166 0.01255

Fluxul de caldura evacuat prin corpul lagarului: -6 2

Pcj =Ak(tj-t0) A=(15-35)BD=30*105*105*10=0,33075 ,k=20w/mkPc1 Pc2 Pc3 Pc4 Pc5 Pc6

132.3 198.45 264.6 330.75 396.9 463.05CFij =f(CPij,B/D) se ia de pe grafic

cf1 ,j cf2,j cf3,j cf4,j Cf5,j cf6,j35.000000 20.0000 17.0000 11.0000 9.0000 6.0000009.000000 5.90000 4.10000 3.30000 2.9000 2.1000004.200000 3.20000 2.20000 1.85000 1.6500 1.4500003.000000 1.90000 1.80000 1.50000 1.3500 1.2000002.000000 1.70000 1.40000 1.30000 1.0000 0.900000

Puterea consumata prin frecare:PFij= CfijFDn

PF40 PF50 PF60 PF70 PF80 PF901666.0155 952.0088 809.2074 523.6048 428.4039 285.6026856.8079 561.6852 390.3236 314.1629 276.0825 199.9218599.7655 456.9642 314.1629 264.1824 235.6222 207.0619571.2053 361.7633 342.7232 285.6026 257.0424 228.4821476.0044 404.6037 333.2031 309.4028 238.0022 214.202

Temperatura de echilibru:ti=tj+(PFij-PCij)(tj+1-tj)/Pfij+PC(j+1)-PCj-Pfi(j+1)

T1echil T2e T3 T4 T559.65907084 86.06384 75.48268 81.95251 81.50772

ech T1echil/T echil ,echil ,echil echil ,echil

0.017122153 0.006417 0.008397 0.009117 0.009068

2


2 2

Cpi,j

=nechil/pmn=1050/60=17,5rot/s

Cp11 Cp22 Cp33 Cp44 Cp550.800902595 0.075035 0.043644 0.026654 0.016966

if(CpI,B/D)

xcentricitatea relativa:

0.18 0.735 0.83 0.88 0.91

Grosimea minima a filmului de lubrifiant:hmi=iD/2

hm hm hm hm hm0.000021525 1.39E-05 1.34E-05 1.26E-05 1.18E-05

2

Debitul hidrodinamic de lubrifiant: Q’i=cQi’BDnunde CQ'=f(Cpi,B/D) si se ia din grafic

CQ'0.2 0.865 0.95 1.06 1.1

Q'1=Q Q'2 Q'3 Q'4 Q'52.02584E-06 1.75E-05 2.89E-05 4.29E-05 5.57E-05

CFij =f(CPij,B/D) se ia de pe grafic

CF1 CF2 CF3 CF4 CF517 1.9 1.6 1.35 1

Puterea consumata prin frecare:PFi= CfiFDn

PF1 PF2 PF3 PF4 PF5809.2074375 180.8817 228.4821 257.0424 238.0022

3


Jocul la temperatura de montaj:20i=i+kd(ti-20),unde kd=27E-0620

0.001570795 0.002784 0.002998 0.003673 0.004161

J20=D20

J20

0.000164933 0.000292 0.000315 0.000386 0.000437Jmin=Ai-as=292-437=-145 +145

Jmax=As-ai=437-292=145 ,105Se alege ajustajujul

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

1800

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100

Series1

Series2

Series4

Series5

Series6

4


5


II.Să se proiecteze o transmisie mecanică alcătuită dintr-un motor electric trifazat de curent alternativ, transmisie prin curele trapezoidale, reductor de turaţie cu o treaptă de reducere cu roţi dinţate conice cu dinţi drepţi şi cuplaj elastic cu bolţuri conform schemei anexate, având următoarele caracteristici:

- puterea la arborele de ieşire PII=21 KW;- turaţia la arborele de ieşire nII=125 rot/min;- raport de transmitere al angrenajului i12=3.15;- turaţia de mers în gol a motorului electric nME gol=1000rot/min; - intervalul de funcţionare între două reparaţii capitale Lh=10.000 ore.

1.CALCULUL CINEMATIC SI ENERGETIC. ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC 2 2 PM=PIITOT=PII/2RTCTangr=21/0,97*0,99*0,98=21/0,884=23,7kw

TOT=este randamentul total al transmisiei mecanice

TCT-randamentul transmisiei prin curele trapezoidale

2R- randamentul unei perechi de rulmenti

angr= randamentul angrenajului cu roti dintate conice

Tipul motorului puterea nominala Turatia in sarcina- nM

225M 30kw 950rot/min

1.2CALCULUL CINEMATIC1.2.1DETERMINAREA RAPOARTELOR DE TRANSMITERE Raportul de transmitere total al transmisiei mecanice este:

iTOT =nM/nH=950/125=7,6 iTOT = iTCT ∙ iRT adica iTCT = iTOT/ =7,6/3,15=2,411.2.2CALCULUL TURATIILOR ARBORILORnI= nM/ iTCT =950/2,41=394rot/minnII =nI / iRT =394,1/3,15=125rot/min

6


1.3. Calculul energetic.

1.3.1. Calculul puterilor transmise de arbori.

Pornind de la puterea de ieşire din reductor PII calculăm puterile primite de fiecare din arborii transmisiei:

1.3.2. Calculul momentelor de torsiune transmise de arbori.

2. Predimensionarea arborilor.

Arborii reductorului sunt supuşi la torsiune şi încovoiere. În această fază a proiectării încovoierea nu poate fi luată în calcul datorită necunoaşterii forţelor ce încarcă arborii nici a distanţelor dintre reazeme şi dintre forţe şi reazeme.

Ca urmare se va face predimensionarea arborilor la torsiune, iar pentru a ţine cont de existenţa încovoierii se va lucra cu valori admisibile τat reduse.

Relaţia de predimensionare este:

de unde rezultă:

Se aleg din STAS 8724/2-71, STAS 8724/3-74 următoarele diametre de arbori: dI=52mm; dII=71mm.

7


3. Proiectarea transmisiei prin curele trapezoidale.

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

Etapele calculului sunt:a) Alegerea tipului curelei pe baza nomogramei din figura 3 pagina 11

din îndrumar: curea tip SPB Dp1=140…400 mm.b) Alegerea diametrului primitiv al roţii mici Dp1 respectând STAS

1162-67: Dp1=160 mm.c) Calcularea diametrului primitiv al roţii mari :

Dp2=Dp1∙iTCT=160∙2.5=400mm.d) se alege preliminar distanţa dintre axe A:

A<2(Dp1+Dp2)=1120 si A>0.7(Dp1+Dp2)=392; A=600mme) unghiul dintre ramurile curelei:

β1=180o-γ=180-25=155; β2=180+γ=205 g) lungimea primitivă a curelei:

Se recalculează A,γ,β1, β2:A=800mm γ=25 β1=155 β2=205

h) viteza periferică a curelei:v=πDp1∙n1/60000=3.14∙160∙380/60000=3.1818 m/s

i) Numărul de curele preliminar:

Numărul final de curele : z=z0/cz=7.18/0.8 5=8.4deci z=8curele

j) Frecventa îndoirii curelelor :

k) Forţa periferică transmisă:

Forţa de întindere iniţiala a curelei F0 şi cea de apăsare pe arbori Fa:F0=Fa=(1.5…2)F=2∙9428=18856N

8


Sectiune canal

lp nmin mmin f e α r

B 14 4.2 14 12.5 19 3834

1.0

Lăţimea roţii de curea : B=(z-1)e+2f=7∙19+28=138mm

4. Predimensionarea unui angrenaj conic cu dinţi drepţi.

4.1. Alegerea materialelor pentru roţile dinţate şi a tratamentelor termice sau termochimice.

Roţile conice care intră în compunerea reductoarelor de turaţie sunt puternic solicitate. Principalele solicitări sunt solicitarea de încovoiere la piciorul dintelui şi solicitarea hertziană la contactul flancurilor, ambele solicitări fiind variabile în timp după cicluri de tip pulsator. Ca urmare, pentru proiectarea angrenajelor trebuie cunoscute atât caracteristicile mecanice de uz general ale materialelor utilizate cât şi valorile rezistenţelor la oboseală pentru solicitările menţionate anterior.

Din tabelul 8, pagina 18 din îndrumar se alege următorul material pentru roţi dinţate:Material STAS Trat.

TermDuritate

miez fancRezist rupere

Limita de curg

σflim σHlim

HB HRC σr σc N/mm2 N/mm215MoMnCr12 791-

88Cement 320 62 850 650 440 1581

9


4.2. Predimensionarea unui angrenaj conic cu dinţi drepţi.

a) calculul diametrului de divizare al pinionului conic pe conul frontal exterior d1:

d1=dm1(1+0.5∙ψRm)=104.03mm d1 =104mmb) calculul modulului pe conul frontal exterior m:

m=mm(1+0.5∙ψRm)=6.6204(1+0.5∙0.3)=7.61 m=8 (STAS 822-82)c) calculul numărului de dinţi pentru pinion z1:

z1max=d1/m=93/8=11.625 alegem z1=12d) alegerea finală a modulului şi numerelor de dinţi:

m=d1/z1=93/12=7.75 m=8 mmSe recalculează z1=d1/m=104/8=13; z1=13z2=u∙z1=3.15∙13=40.95 z2=41

e) se calculează raportul de transmitere efectiv al angrenajului conic:ief=z2/z1=41/13=3.1538

5. Calculul elementelor geometrice ale roţilor dinţate.

5.1. Elemente geometrice ale roţilor dinţate conice cu dinţi drepţi pentru un angrenaj ortogonal.- numărul de dinţi : z1=13; z2=41. - semiunghiul de divizare:

- pentru pinion δ1=arctg(1/ief)=arctg(z1/z2)=17.6- pentru roată δ2=90o- δ1=72.4

- modulul pe conul frontal exterior: m=8 mm- pas pe conul frontal exterior: p=π∙m=25.12mm- coeficient de lăţime: ψRm=0.3

10


- modul pe conul frontal median: mm=m/(1+0.5ψRm)=6.956- înălţimea capului dintelui: ha=h0a

*∙m=1∙8=8 mm- înălţimea piciorului dintelui: hf=h0f

*∙m=1.2∙8=9.6 mm - înălţimea dintelui : h=(ha+hf)=(h0a

*+h0f*)m=2.2∙8=17.6mm

- diametrul de divizare pe conul frontal exterior: d1=m∙z1=8∙13=104mmd2=m∙z2=8∙41=328mm

- diametrul de divizare pe conul frontal median: d1=mm∙z1=6.956∙13=90mm

d2=mm∙z2=6.956∙41=285mm- diametrul de cap: da1=d1+2hacosδ1=104+2∙8∙0.971=119.25

da2=d2+2hacosδ2=328+2∙8∙0.238=332.83mm- diametrul de picior: df1=d1-2hfcosδ1=104-2∙9.6∙0.971=85.69mm

df2=d2-2hfcosδ2=328-2∙9.6∙0.238=322.194mm- lungimea exterioară a generatoarei conului de divizare : R=d1/2sinδ1=104/2∙0.302 =172.85mm R=d2/2sinδ2=328/2∙0.953=172.08mm- lungimea medie a generatoarei conului de divizare:

Rm=dm1/2sinδ1=80.799/2∙0.2378=149.7mm- lăţimea danturii: b=ψRm∙Rm=0.3∙149.7=44.91mm- unghiul capului dintelui θa=arctg(ha/R)=2.69- unghiul piciorului dintelui: θf=arctg(hf/R)=3.19- unghiul dintelui : θ= θa+ θf=2.269+2.723=5.88- semiunghiul la vârf al conului de cap: δa=δ+θa=90+2.269=92.269 - semiunghiul la vârf al conului de picior: δf= δ-θf=90-2.723=87.277 - diametrul de divizare al roţii cilindrice echivalente:

dv1=d1/cosδ1=104/0.971=107.1mmdv2=d2/cosδ2=328/0.302 =1086mm

- numărul de dinţi ai rotii cilindrice echivalente: zv1=z1/cosδ1=13/0.971=13.388zv2=z2/cosδ2=41/0.302 =136

- diametrul de cap al roţii cilindrice echivalente:dav1=dv1+2ha=107.1+2∙8=123.1mmdav2=dv2+2ha=1086+2∙8=1394.15mm

- diametrul de baza al roţii cilindrice echivalente:dbv1=dv1cosα=107.1∙0.788=84.4mm pt α=38dbv2=dv2cosα=1378.15∙0.788=1086mm

- distanta dintre axe pentru un angrenaj cilindric echivalent:av=(dv1+dv2)/2=(107.1+1378.15)/2=742.62m

6. Calculul forţelor din angrenajul conic cu dinţi drepţi.- Forţele tangenţiale : Ft1=Ft2=2Mtpinion/dm1=2∙544000/90.466=12026N

11


- Forţele radiale: Fr1=Ft1∙tgα∙cosδ1=12026∙0.781∙0.971=9108NFr2=Ft2∙tgα∙cosδ2=12026∙0.781∙0.238=2235 N

- Forţele axiale: Fa1=Ft1∙tgα∙sinδ1=12026∙0.781∙0.237=2225NFa2=Ft2∙tgα∙sinδ2=12026∙0.781∙0.971=9108N

- Forţa normală pe flancul filetului:

7. Verificarea angrenajelor.

7.1 Verificarea încadrării în limitele angrenării şi generării.

7.1.1. Verificarea subtăierii dinţilor.

Pentru evitarea subtăierii dinţilor trebuie respectată condiţia:zn1,2≥zmin1,2

zn1=z1/cos3β=13/0.9551=13.61 β=10zn2=z2/cos3β=41/0.9551=42.93

x1=0.25 din anexa 8 x2=-0.1

12


7.1.2. Verificarea continuităţii angrenariiSe calculeaza gradul de acoperire al angrenajului cilindric inlocuitor

=2.268+28.112-

28.88=1.57.1.3.verificarea interferentei dintilor

si

dA1 >dl1 si dE2 >dl2

7.2.Verificarea rezistentei danturii rotilor dintate7.2.1.Verificarea solicitarii la piciorul dintelui F

F1(2)=

13


7.2.2.Verificarea solicitarii de contact hertzian

7.3.Relatii pentru verificarea dimensionala a danturii rotilor dintate Coarda nominala de divizare a dintelui cu joc intre flancuri

Inaltimea la coarda de divizare

8.Calculul reactiunilor.Trasarea diagramelor de momente incovoietoare si de torsiune

14


8.

15

619.33741

06318950510

619.33421

012563501140

11

11

A

AAARB

B

ABARA

V

VFFFM

V

FVFFM


9.ALEGEREA SI VERIFICAREA RULMENTILOR

10.ALEGEREA PENELORPentru roata de curea:Pana tipA

16


-pentru roata dintataPana A

11.ALEGEREA SI VERIFICAREA CUPLAJULUIAleg cuplaj cu flanse ,cu suruburile montate ajustat:CFO 14-85 STAS 769-73Verivicarea la forfecare

12.VERIFICAREA ARBORILOR verificarea in sectiunea cu canal de pana pentru prinderea rotii dintate

coeficientul de siguranta la oboseala pentru solicitarea de incovoiere

elementele ciclului de solicitare variabila la torsiune

17


coeficient de siguranta la oboseala pentru solicitarea la torsiune

13.ALEGEREA LUBRIFIANTULUI SI A SISTEMULUI DE UNGERE AL ANGRENAJULUI

v>4se poate alege ulei mineral sau sintetic-viscozitatea cinematica a uleiului ν=42 la 50 grade C-se utilizeaza uleiul TIN 42 EP cu

-indice de viscozitate IV:60-punct de congelare :- C-inflamabilitate:

Deoarece viteza este mai mica de 12m/s alegem sistemul de ungere prin imersiune14.CALCULUL TERMIC AL REDUCTORULUI1.4.1.CALCULUL RANDAMENTULUI TOTAL AL REDUCTORULUIPuterea pierduta Pp=Randamentul total

a.randamentul angrenajelor ηa

b.randamentul lagarelorpentru rulmenti cu role ηl =0.9914.2.CALCULUL TEMPERATURII DE FUNCTIONARE A REDUCTORULUI

18

Documents

teorie reductor