Download doc - Reductor orizontal

UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRASOV

FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA

Organe de masini proiect

Reductor orizontal cu o singura treapta

Student: Sectia: Anul de studii: Grupa:

0

ANUL UNIVERSITAR<2006 – 2007>

CUPRINS

DATE DE PROECTARE:.......................................................................................................................21. Alegerea motorului electric (simbol, schita, dimensiuni principale date tabelar)......................................22. Intocmirea schemei structurale a transmisiei................................................................................................3

2.1. Transmisie cu reductorul orizontal....................................................................................................32.2. Determinarea momentelor de torsiune si a turatiilor pe fiecare arbore.............................................3

3. Calculul angrenajului....................................................................................................................................43.1. Predimensionarea angrenajului..........................................................................................................43.2. Alegerea otelurilor, tratamentelor aplicate si tensiunilor limita........................................................53.3. Calculul de predimensionare.............................................................................................................63.4. Calculul de dimensionare si verificare.............................................................................................14

4. Schema cinematica a reductorului..............................................................................................................184.1. Calculul de predimensionare al arborilor.........................................................................................184.2. Intocmirea schemei cinematice a reductorului, scara 1:1................................................................20

5. Alegerea abaterilor si tolerantelor tehnologice ale pinionului....................................................................215.1. Alegerea tipului de ajustaj al rotilor dintate in angrenaj.................................................................215.2. Alegerea tipului tolerantei jocului dintre flancuri si a treptei de precizie pentru abaterea distantei dintre axe.................................................................................................................................................225.3. Alegerea indicilor si complexului de indici de precizie..................................................................225.4. Alegerea valorilor indicilor de precizie pentru rotile dintate...........................................................225.5. Alegerea valorilor indicilor de precizie pentru angrenaj.................................................................23

6. Calculul fortelor din angrenaje...................................................................................................................246.1. Calculul marimii fortelor.................................................................................................................246.1. Stabilirea sensului fortelor pe reductorul orizontal..........................................................................25

7. Calculul arborilor........................................................................................................................................267.1 Stabilirea schemelor de incarcare cu forte ale arborilor, in cele 2 plane orizontal si vertical..........267.2. Alegerea montajului cu rulmenti pentru arborele de intrare............................................................287.3. Stabilirea distantelor dintre punctele de aplicatie ale fortelor exterioare si ale reactiunilor............287.4. Verificarea arborelui de intrare la solicitari compuse......................................................................34

8. Alegerea si verificarea asamblarilor cu pene paralele................................................................................358.1. Alegerea si verificarea asamblarii cu pene paralele pentru capatul de arbore de intrare.................35

9. Verificarea montajelor cu rulmenti.............................................................................................................379.1. Verificarea montajului cu rulmenti pentru arborele de intrare........................................................37

10. Alegerea si justificarea sistemului de ungere si de etansare.....................................................................3911. Calculul transmisiei prin curele................................................................................................................4012. Calculul randamentului transmisiei mecanic............................................................................................4413. Memoriu justificativ cu privire la alegerea materialelor, a semifabricatelor, si a solutiilor constructive pentru principalele piese din componenta reductorului (roti, arbori, carcase)...............................................4414. Norme de tehnica securitatii muncii.........................................................................................................44

1

DATE DE PROECTARE:

Reductor cilindric cu o treapta cu axele in plan orizontal

Puterea motorului electric: Pm = 5.5 KW

Turatia motorului electric: n = 960 rot/min

Raportul de transmitere al transmisiei prin curea: ic = 1.4

Raportul de transmitere al reductorului: ir = 4

Durata de functionare impusa: Lh = 10000 ore

1. Alegerea motorului electric (simbol, schita, dimensiuni principale date tabelar)

Se alege: motor electric asincron tip A.S.I. 132M-38-6 cu caracteristicile prezentate in tabelul 1, tabelul 2 si figura 1.

Tabelul 1

Tipul motorului P

uter

ea

Tur

atia Curentul

nominal la 380 V

Randa-mentul

h cosϕ Ip/In

Mp/

Mn

Mm

ax/M

n

G*D2 Masa neta

[kW] [rot/min] [A] [%] [kgf*m2] [kg]

ASI 132M-38-6 5.5 960 13.09 83 0.77 6 1.8 2 0.206 72

Fig. 1 Cotele de gabarit ale motorului asincronTabelul 2

Gabarit A B C CA H KE

EAD

DAF GA d AA AB BB BC HA AC HC HD L LC

132M 216 178 90 227 132 12 80 38 10 41 M12 60 264 250 54 19 263 263 398 567 655

2

2. Intocmirea schemei structurale a transmisiei

2.1. Transmisie cu reductorul orizontal

Fig. 2 Schema structurala a transmisiei

I – Arborele de intrare II – Arborele de iesire1 – pinion 2 – roata dintata ir – raport de transmitere al reductorului ic – raport de transmitere al transmisiei cu curele

2.2. Determinarea momentelor de torsiune si a turatiilor pe fiecare arbore

2.2.1. Determinarea momentului de torsiune la arborele motorului

3

2.2.2. Determinarea momentului de torsiune si a turatiei la arborele de intrare

2.2.3. Determinarea momentului de torsiune si a turatiei la arborele de iesire

3. Calculul angrenajului

3.1. Predimensionarea angrenajului

3.1.1. Turatia pinionului

3.1.2. Momentul de torsiune la pinionul angrenajului

3.1.3. Raportul de angrenare udat

3.1.4. Durata minima de functionare a angrenajului

4

3.1.5. Conditiile de functionare a angrenajului

Masina motoare: motor electric asincron Masina antrenata: transportor cu banda incarcat neuniform Caracterul sarcinii al masinii antrenate: cu socuri moderate Factorul regimului de functionare KA= 1.35

3.1.6. Ciclurile de solicitare a dintilor

Solicitarea de contact: ciclu pulsator Solicitarea de incovoiere: ciclu pulsator

3.1.7. Numarul de cicluri de solicitare al flancului dintelui, la o rotatie completa, χ1 pentru pinion, respectiv χ2 pentru roata condusa

3.1.8. Profilul cremalierei de referinta

Pentru dantura inclinata:

3.2. Alegerea otelurilor, tratamentelor aplicate si tensiunilor limita

3.2.1. Alegerea otelurilor celor 2 roti, a tratamentelor si a duritatilor obtinute

Se alege otelul aliat de cemetare 15Cr9 pentru constructia pinionului si a rotii, cu caracteristiciile prezentate in tabelul 3.

Tabelul 3

Marca otelului

s Duritatea Limita de curgere Limita la rupere

[mm]Flancului

[HRC]Miezului

[HB]σ02 [MPa] σr [MPa]

15Cr9 15 ≥58...60 200…300 495 ≥685…800

5

3.2.2. Tensiunile limita, σHlim1,2 la solicitarea de contact si σFlim1,2 la solicitarea de incovoiere in [MPa]

σHlim1,2 si σFlim1,2 se aleg din anexa A3:

σHlim1,2 = 1500 [MPa]σFlim1,2 = 500 [MPa]

3.3. Calculul de predimensionare

3.3.1. Numarul de dinti z1 ai pinionului si z2 ai rotii conduse

aw/mn = 40 … 50, pentru roti cementate si calite

Se adopta aw/mn = 45

β=6º…14º, pentru roti cementate

Se adopta β=12º

Se adopta z1=z1max=18 dinti

z1=18 dinti

3.3.2. Raportul real de angrenare u

Δu = 0.03, pentru transmisiile mecanice industriale se recomanda incadrarea in aceasta abatere si a raportului de transmitere global

6

3.3.3. Factori pentru calculul la contact

3.3.3.1. Factorul de elasticitate a materialelor rotilor ZE,

Pentru oteluri laminate cu ν1 = ν2 = 0.3 si E1 = E2 = 2.06*105 [MPa]

ZE = 189.8

3.3.3.2. Factorul zonei de contact ZH

3.3.3.3. Factorul gradului de acoperire Zε

εα = 1.4 – pentru dantura inclinata

3.3.3.4. Factorul inclinarii danturii Zβ

3.3.4. Factorii pentru calculul la incovoiere

3.3.4.1. Numerele de dinti ai rotilor echivalente zn1,2

Pentru pinion:

Se adopta zn1=19 dinti

7

Pentru roata:

Se adopta zn2=77 dinti

3.3.4.2. Coeficientii deplasarii de profil in plan normal xn1,2

3.3.4.3. Factorii de forma a dintilor YFa1,2

Se aleg din anexa A4:

3.3.4.4. Factorii de corectie a tensiunii la baza dintilor YSa1,2

Se aleg din anexa A5:

3.3.4.5. Factorul gradului de acoperire Yε

3.3.4.6. Factorul inclinarii danturii Yβ

3.3.5. Factorii de corectie a sarcinii

3.3.5.1. Factorul regimului de functionare KA

8

3.3.5.2. Factorul regimului dinamic Kv

Se adopta

3.3.5.3. Factorii de repartizare neuniforma a sarcinii pe latimea danturii, KHβ pentru solicitarea de contact si KFβ pentru solicitarea de incovoiere

pentru oteluri cementate,calite superficial sau nitrurate

Se adopta

3.3.5.4. Factorii de repartizare neuniforma a sarcinii in plan frontal, KHα pentru solicitarea de contact si KFα pentru solicitarea de incovoiere

Pentru dantura inclinata:

3.3.6. Rezistente admisibile, σHP1,2 pentru solicitarea de contact si σFP1,2 pentru solicitarea de incovoiere, in [MPa]

Se determina conform specificatiilor din tabelul 9.4, pct. 11 si respectiv 2 si 2.1

Rezistente admisibile pentru solicitarea de contact

Factori pentru calculul de predimensionare

ZL – Factorul de lubrifiere

Zν – Factorul de viteza

ZR – Factorul de rugozitate a flancurilor active

Se adopta: ZL* Zν* ZR=1 pentru roti dintate rectificate sau severuite cu Ra <=0.4μm

9

Zw- Factorul cuplului de materiale

Se adopta: Zw=1

ZX- Factorul de marime

ZX=1

ZN1,2- Factori de durabilitate la solicitarea de contact, ZN1 pentru pinion si ZN2 pentru roata condusa

Se determina din anexa A10 in functie de:

Coeficientul minim de siguranta SHmin

Se adopta SHmin = 1.2

Se adopta:

Rezistente admisibile pentru solicitarea de incovoiere

Factori pentru calculul de predimensionare

Factorul de corectie a tensiunii de incovoiere la roata etalon de incercat YST

10

Factorul relativ de sensibilitate la concentratorul de tensiuni de la piciorul dintelui, Yδ1 pentru pinion si Yδ2 pentru roata condusa

Factorul relativ al rugozitatii zonei de racordare de la piciorul dintelui, YR1 pentru pinion si YR2

pentru roata condusa

Factorul de marime Yx

Coeficientul minim de siguranta SFmin

Se adopta pentru transmisii industriale obisnuite

Factorii de durabilitate la solicitarea de incovoirere, YN1 pentru pinion si YN2 pentru roata condusa

Se determina din anexa A10

Daca:

3.3.7. Distanta dintre axe la predimensionare

3.3.7.1. Coeficientii de latime ψa, ψd

11

Pentru v= 8…25 m/s - ψa ≤ 0.3

Se adopta ψa =0.24

3.3.7.2. Distanta dintre axe din conditia de rezistenta la solicitarea de contact awH, [mm]

awH=112.12 [mm]

3.3.7.3. Distanta dintre axe din conditia de rezistenta la solicitarea de incovoiere awF, [mm]

Unde:

12

3.3.7.4. Adoptarea distantei dintre axe la predimensionare aw [mm]

Din STAS 6055 se adopta aWSTAS = 112 [mm]

3.3.7.5. Latimile preliminare ale rotilor b1,2 [mm]

Se adopta b2 = 26 [mm]

Δb = 1…3 mm

3.3.8. Modulul danturii mn [mm]

Se adopta din STAS 822 mn = 2.5 mm

3.4. Calculul de dimensionare si verificare

Date de intrareTabelul 4

Denumirea parametrului Simbol şi unitate demăsură

Date de proiectare

Date de intrare

13

Puterea de transmis 5.5Durata de funcţionare 10000

Factorul regimului de funcţionare 1,35Tipul motorului Electric asincronCaracterul sarcinii PulsatorTuraţia pinionului 685.71Distanţa dintre axe 112Unghiul de înclinare a danturii 12Coeficientul de lăţime 0,24Numărul de dinţi ai pinionului 18Numărul de dinţi ai roţii conduse 70

Materiale preliminareTipul oţelului Oţeluri de cementare, cementateMarca oţelului 15Cr9Duritatea superficială HRC 60Duritatea miezului HB 250Tensiunea limită recomandată la contact MPa 1500

Tensiunea limită aleasă la contact , MPa 1500

Tensiunea limită recomandată la înconvoiere MPa 500Tensiunea limită aleasă la înconvoiere ,MPa 500

Date privind prelucrarea danturiiRugozitatea flancului 0.4Rugozitatea zonei de racordare 3,2Condiţii impuse in exploatare Se admit un număr de ciupituriCoeficienţii minimi de siguranţăPentru solicitarea de contact 1,2

Pentru solicitarea de înconvoiere 1,5

Rezultatele calculului de rezistenţă şi geometric

Denumirea parametrului care s-a calculat Treapta IPinion Roată

ELEMENTELE ANGRENAJULUIDistanţa dintre axe

Distanţa dintre axe de referinţăModulul normal al danturii

14

Unghiul de înclinare a danturiiUnghiul de înclinare a danturii pecilindrul de bază

Unghiul de presiune în plan frontal

Ungiul real de angrenare în plan

frontal

normalSuma coeficienţilor deplasărilor de profil,în plan normal

Gradul de acoperire

în plan frontal

suplimentartotal

Viteza pe cercul de divizareTreapta de precizie de execuţie 8Vâscozitatea lubrifiantului

Rugozitatea flancului activ

zonei de racordareELEMENTELE ROŢILOR DINŢATE

Diametrele cercurilor de cap

Diametrele cercurilor de picior

Diametrele cercurilor de divizare

Diametrele cercurilor de rostogolire

Diametrele cercurilor de bază

Numerele de dinţi dinţi dinţiLăţimile roţilor

Coeficientul deplasării de profil, înplan normalCoeficientul minim al deplasării de profil,în plan normal

Grosimea dintelui pe cercul de cap,în plan normal

Grosimea minimă a dintelui pe cercul de cap,în plan normal

ELEMENTELE ANGRENAJULUI ECHIVALENTNumerele de dinţi

Diametrele cercurilor de divizare

Diametrele cercurilor de bază

Diametrele cercurilor de cap

15

Distanţa dintre axe

Gradul de acoperire

FACTORI DE CALCULFactorul regimului de funcţionare

Factorul dinamic

Factorii de repartizare a sarcinii pelăţimea danturii

Factorii de repartizare a sarcinii în planfrontal

Factorul de elasticitate al materialelor roţilor -

Factorul zonei de contact -

Factorii înclinării danturii

Factorii de formă ai dinţilor -

Factorii de corecţie a tensiunilor deînconvoiere

-

Factorul de lubrifiere -

Factorul de viteză -

Factorii de rugozitate

Factorii relativi de sensibilitate -

Factorii de durabilitate

Coeficienţii minimi de siguranţă

TENSIUNI ŞI MATERIALE

Tensiuni limită alese

Tensiuni admisibile

Tensiuni efective

Coeficientul delăţime

iniţial

recalculat

16

ELEMENTE DE CONTROLCota peste dinti

Numarul de dinti pentru masurarea cotei peste dinti

Lungimea peste dinti in plan normal

Coarda constanta a dintelui

Coarda constanta a dintelui in plan normal

Coarda constanta a dintelui in plan frontal

Inaltimea la coarda constanta a dintelui in plan normal

Inaltimea la coarda constanta a dintelui in plan frontal

4. Schema cinematica a reductorului

4.1. Calculul de predimensionare al 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 şi nici a distanţelor dintre reazeme şi dintre forţe şi reazeme. Ca urmare, pentru a obţine nişte valori orientative ale diametrelor arborilor se va face predimensionarea acestora la torsiune, iar pentru a ţine cont de existenţa încovoierii se va lucra cu valori admisibile pentru arborii I şi II).Relaţia de predimensionare este:

17

Pentru arborele de intrare:

Se adopta: d1 = 30 mm

Fig. 3 Dimensiunile arborelui de intrare

Pentru arborele de iesire:

Se adopta d2 = 35 mm

18

Fig. 4 Dimensiunile arborelui de iesire

4.2. Intocmirea schemei cinematice a reductorului, scara 1:1

19

5. Alegerea abaterilor si tolerantelor tehnologice ale pinionului

5.1. Alegerea tipului de ajustaj al rotilor dintate in angrenaj

Conform STAS 6273 sunt 6 tipuri de ajustaje ale rotilor dintate in angrenare.

Din STAS se alege :

Tipul ajustajului rotilor dintate in angrenare B

jnmin = 140 μm

jnmin ≥ jnnec

5.1.1. Jocul minim necesar dintre flancuri jnnec, in μm

jnnec=jnnecd+jnnecv =

20

5.1.2. Jocul minim necesar dintre flancuri in functie de regimul termic al angrenajului jnnecd, in μm

Jocul minim necesar dintre flancuri jnnecd compenseaza dilatatiile termice inegale dintre angrenaj si carcasa

jnnecd = 2*aw *10-3(α1Δt1- α2Δt2)*sinαn

5.1.3. Coeficientii de dilatare termica liniara α1 pentru angrenaj si α2 pentru carcasa

αotel = α1 = (1.17…1.2)*10-3 = 1.18*10-3

Se adopta αotel = α1 = 1.18*10-3

αfonta = α2 =1.04*10-3

5.1.4. Variatia temperaturii fata de cea standard 20º [C], Δt1 pentru angrenaj si Δt2 pentru carcasa

Se adopta dupa calcule experimentale in functie de destinatia angrenajului

5.1.5. Jocul minim necesar dintre flancuri in functie de viteza periferica jnnecv, in μm

jnnecv = (10…30)*mn

jnnecv = 24*2.5= 60 μm

5.2. Alegerea tipului tolerantei jocului dintre flancuri si a treptei de precizie pentru abaterea distantei dintre axe

Se adopta Cf. STAS 6273:

Tipul tolerantei jocului dintre flancuri “b” Treapa de precizie pentru abaterea distantei dintre axe “V”

5.3. Alegerea indicilor si complexului de indici de precizie

Pentru treapta de precizie 8: εβ < 3

5.4. Alegerea valorilor indicilor de precizie pentru rotile dintate

Criteriul preciziei cinematice:

- toleranta batai radiale a danturii Fr

21

- toleranta variatiei cotei peste dinti FνW

- toleranta variatiei distantei de masurat dintre axe, la o rotatie completa a rotii dintate Fi”

Criteriul de functionare lina:

- abaterile limita ale pasului de baza fpb

- toleranta abaterii profilului dintelui ff

- abaterile limita ale pasului frontal fpt

Criteriul contactului dintre dinti:

- toleranta abaterii directiei dintelui Fβ

- abaterile limita ale pasilor axiali in plan normal Fpxn

Criteriul jocului dintre flancuri:

Daca s-a determinat cota peste dinti:

- abaterea minima a cotei peste dinti EWs

- toleranta cotei peste dinti Tw

Daca s-a determinat grosimea dintelui pe coarda constanta:

- abaterea minima a grosimii dintelui pe coarda constanta Ecs

- toleranta grosimii dintelui pe coarda constanta Tc

22

5.5. Alegerea valorilor indicilor de precizie pentru angrenaj

Criteriul contactului dintre dinti:

- toleranta abateri de la paralelism a axelor fx

- toleranta abaterii de la coplanaritate a axelor fy

- pata totala de contact:

- pe inaltimea dintilor 40% - pe latimea dintilor 50%

Criteriul jocului dintre flancuri:

- abaterile limita ale distantei dintre axe

6. Calculul fortelor din angrenaje

6.1. Calculul marimii fortelor

Forta tangentiala Ft

Forta radiala Fr

αwn=19.37º

23

βw=β=12º

Forta axiala Fa

βw=β=12º

6.1. Stabilirea sensului fortelor pe reductorul orizontal

24

Fig. 5 Sensul fortelor pe reductorul orizontal

7. Calculul arborilor

7.1 Stabilirea schemelor de incarcare cu forte ale arborilor, in cele 2 plane orizontal si vertical

Arborele de intrare

25

Fig. 6 Schema de incarcare cu forte in plan orizontal

Fig. 7 Schema de incarcare cu forte in plan vertical

Arborele de iesire

26



7.2. Alegerea montajului cu rulmenti pentru arborele de intrare

Din catalogul de rulmenti, pentru diametrul fusului arborelui de intrare d= Ø 25 [mm],se alege montaj cu rulmenti radiali-axiali cu role conice cu dimensiunile prezentate in tabelul 5 si fig. 10:

Rulmenţii radiali - axiali cu role conice preiau atât sarcini radiale cât şi sarcini axiale; datorită contactului mai favorabil dintre role şi calea de rulare din inele ei au, la aceleaşi dimensiuni, capacităţi de încărcare şi durabilităţi mai mari decât rulmenţii cu bile.Montajul în “ X “ se utilizează la arbori mai lungi, pe care roţile sunt montate între lagăre.Reglarea jocului în rulmenţi se face cu ajutorul capacelor ce fixează inelele exterioare.Rulmenţii radial-axiali cu role conice, datorită construcţiei lor, introduc forţe axiale suplimentare.

27

Fig.10 Dimensiunile rulmentului radial axial cu role conice

Tabelul 5

Seriad D B C T a Cr e Y

Cor Y0[mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [kN] [kN]I 30305 25 62 17 15 18.25 13 41 0.3 2 48 1.1II 32006 30 55 15 13.5 17 13 34 0.43 1.4 46 0.8

7.3. Stabilirea distantelor dintre punctele de aplicatie ale fortelor exterioare si ale reactiunilor

Distanta dintre reazeme:

Distanta pana la punctul de aplicatie a fortelor exterioare

28

Fig. 11 Schema de stabilire a distantelor dintre punctele de aplicatie a fortelor exterioare si a reactiunilor

Se adopta:

b1 = 28 [mm]

x = 3 [mm]

y = 7 [mm]

Determinarea reactiunilor din lagare pentru cele 2 plane [H] si [V] ale arborelui de intrare

29


30


Determinarea reactiunilor din cele 2 lagare:

31

Trasarea diagramelor de moment incovoietor in cele 2 plane [H] si [V]

Fig. 14 Diagrama de moment incovoietor in plan orizontal

32

Fig. 15 Diagrama de moment incovoietor in plan vertical

33

7.4. Verificarea arborelui de intrare la solicitari compuse

Compresiune data de Fa1

Torsiune

Incovoiere

ciclu pulsator

8. Alegerea si verificarea asamblarilor cu pene paralele

8.1. Alegerea si verificarea asamblarii cu pene paralele pentru capatul de arbore de intrare

Asamblarea roţilor dinţate, a roţilor de curea şi a cuplajelor pe arbori se realizează de obicei cu ajutorul penelor paralele. Uneori se folosesc şi alte tipuri de asamblări (cu strângere proprie, prin caneluri, prin pene inclinate sau prin strângere pe con). De obicei, pinioanele au diametre apropiate de cele ale arborilor aşa încât ele se execută dintr-o bucată cu arborele; se alege

34

această soluţie dacă diametrul de picior al roţii dinţate d f satisface condiţia d f ≤(1,4...1,5)da unde da - diametrul arborelui în dreptul roţii dinţate. După estimarea diametrului arborelui da în zona de asamblare prin pană paralelă se aleg din STAS 1004 – 81 dimensiunile b × h ale secţiunii penei. Se determină apoi lungimea necesară a penei şi se verifică pe baza solicitărilor la strivire şi forfecare:

Se adopta din STAS 1004 pana paralela cu urmatoarele dimensiuni:

b = 5 [mm] h = 5 [mm]

Stabilirea lungimii penei:

Se adopta

Se adopta din STAS 1004 Pana A5X5X36

Verificarea la forfecare a penei:

35

Fig. 16 Schema de calcul a asamblarii cu pana longitudinala

Calculul capetelor de arbori

La intrare si la iesire

Tabelul 6Extras din STAS 8724/2 – 71

dh l lp b hI 16 40 36 5 5II 20 50 45 6 6

Fig. 17 Schema capatului de arbor

36

9. Verificarea montajelor cu rulmenti

9.1. Verificarea montajului cu rulmenti pentru arborele de intrare

Fig. 18 Schema de calcul a fortei axiale totale

Forta radial din lagarul A, FrA = RA = 1889.18N

Forta radial din algarul B, FrB = RB = 1702.94N

Fa = 710.83N

Stabilirea fortelor axiale suplimentare

Stabilirea fortelor axiale totale din lagare:

Lagarul A 37

Stabilirea zonei in care se gaseste incarcarea rulmentului:

Rulmentul se gaseste in zona a doua unde nu se poate neglija influenta fortei axiale asupra sarcinii dinamice echivalente.

Sarcina dinamica echivalenta

V = 1

X = 0.4

Durabilitatea rulmentului

Capacitatea dinamica de incarcare necesara

Pentru rulmenti cu role p=10/3

Durabilitatea asigurata de rulment

Durata de functionare asigurata

10. Alegerea si justificarea sistemului de ungere si de etansare

Calculul vitezei periferice 38

Alegerea lubrifiantului pentru angrenaje se face ţinând seama de parametrii cinematici şi de încărcare ai angrenajelor, de tipul acestora şi de caracteristicile materialelor din care sunt confecţionate. Pentru reductoarele cu mai multe trepte, lubrifiantul se alege pe baza regimului cinematic şi încărcării treptei care transmite cel mai mare moment.

Ungerea prin imersiune (barbotarea) se foloseşte pentru viteze sub 12 m/s. Pentru o ungere eficace trebuie să pătrundă roata in ulei. Adâncimea de scufundare este de minim un modul (10 mm) şi maxim şase module. Cantitatea de ulei din baie se va lua egală cu (0,35...0,7) litri pentru fiecare kilowatt transmis.

Pentru ungere se va folosi uleiul TIN 300 EP, cu vâscozitatea J50 = 270cSt .

Tabelul 7

Simbolululeiului

Vîscozitateacinematica la500C ν50 (cSt)

Indice deviscozitate IV

Punct decongelare

( 0C )

Inflamabilitate( 0C )

TIN 300 EP 230-300 70 0 255

Nivelul uleiului se va verifica cu joja iar dopul de aerisire va servi pentru eliminarea gazelor.Perioada de schimb a uleiului este de 1000 - 5000 de ore de funcţionare ( în cazul în care angrenajul este etanşat şi uleiul este filtrat după fiecare 1500 de ore de funcţionare ). Pentru filtrare se pot folosi filtre magnetice. Se vor folosi lubrifianţi lichizi, pentru că faţă de cei consistenţi, au o serie de avantaje ca: stabilitatea fizico-chimică mai mare, posibilitatea utilizării la turaţii şi temperaturi ridicate, cât şi la temperaturi foarte joase, evacuarea mai uşoară a căldurii ce se produce în lagăr, rezistenţa mai mică opusă corpurilor de rostogolire. Ca dezavantaje se pot amintii: etanşarea dificilă a lagărului, pierderi prin scurgeri în timp. Cantitatea de unsoare necesară ungerii unui lagăr cu rulmenţi, în general depinde de turaţia arborelui. Intervalul de ungere se stabileşte de obicei pe baza de experienţă iar atunci când aceasta nu există se recomandă un control periodic la început pentru a stabili practic intervalele de ungere. Între capace şi carcasă se vor folosi ca elemente de etanşare garnituri, iar intre arbori şi carcasă se va folosi manşete.

Fig.19 Manseta de rotatieSe aleg două manşete : A19x35 si A24x40 STAS 7950/2-80

Tabelul 839

11. Calculul transmisiei prin curele

Fig. 20 Schema de calcul a transmisiei prin curele

Date de intrare:

- Pe = 5.5 [kW]- n1 = 960 [rot/min] - n2 = 685.71 [rot/min] - Regimul de lucru al transmisiei KA = 1.35

Raportul de transmitere:

Tipul curelei:

Se alege din STAS 1163 – 71 (fig. 5) curea trapezoidala TIP SPA

Diametrul primitiv al rotii mici:

Se alege din STAS 1162 – 67 Dp1= 100 [mm] cu forma canalului de tip A. Diametrul primitiv al rotii mari:

Nr dm h D

I 19 7 35II 24 10 40

40

Se alege din STAS 1162 – 67 Dp2 = 140 [mm]

Diametrul primitiv mediu al rotii de curea:

Distanta dintre axe (preliminara)

Se adopta A = 350 [mm]

Unghiul dintre ramurile curelei:

Unghiul de infasurare la roata mica de curea:

Unghiul de infasurare la roata mare de curea:

Lungimea primitiva a curelei:

Se alege din STAS 1163 – 71 Lp = 1120[mm]: SPA 1120

Distanta definitiva dintre axe (pentru β1 ≥ 110°):

41

Viteza periferica a curelei:

Coeficientul de functionare:

Se alege din tab. 3 - STAS 1163 – 71:

- pentru actionare cu motor asincron cu rotor in scurt-circuit

Coeficientul de lungime:


Coeficientul de infasurare:


Puterea nominala transmisa de o curea:

Se alege din tab. 7..13 - STAS 1163 – 71:

Numarul preliminar de curele:

Coeficientul numarului de curele:


Numarul de curele definitiv:

42

Se adopta z = 4 curele

Numarul de roti ale transmisiei :

Rezulta constructiv:

x = 2

Frecventa incovoierilor curelei:

Forta periferica transmisa:

Forta de intindere a curelei:

Cotele de modificare a distantei dintre axe:

Se adopta:

X = 34 [mm]

Se adopta:

Y = 17 [mm]

12. Calculul randamentului transmisiei mecanic

Se adopta: Randamentul motorului electric: Randamentul reductorului: Randamentul transmisiei prin curele:

43

13. Memoriu justificativ cu privire la alegerea materialelor, a semifabricatelor, si a solutiilor constructive pentru principalele piese din componenta reductorului (roti, arbori, carcase).

Reductoarele cilindrice sunt mecanisme cu roţi dinţate, montate în carcase închise şi folosite pentru reducerea turaţiei, concomitent cu amplificarea momentului de torsiune transmis. Necesitatea folosirii reductoarelor în transmisii mecanice, rezultă din condiţii economice; prin folosirea reductoarelor se pot alege motoare cu turaţii mari care au gabarit redus.

În cadrul proiectării un rol important îl are alegerea materialelor atât din punct de vedere al preţului de cost, cât şi a rezistenţei, a uşoarei prelucrări şi interschimbabilităţii cu alte organe de maşini.

Pe cât se poate organele de asamblare şi asigurare vor corespunde cu tehnica de fabricaţie conform STAS, cu respectarea caracteristicilor mecanice.Se va folosi motorul electric de tip asincron având o putere de 5.5 KW funcţionând la turaţia de 960 rot/min.

Pinionul se execută corp comun cu arborele ne fiind necesare mijloace de fixare a acestora pe arbore. Se va executa din oţel marca 15Cr9 iar tratamentul termic aplicat fiind cementarea.

Roata dinţată se va fixa pe arbore prin pene paralele STAS 1004-81 executate din OL60.Carcasele şi capacele se vor executa din Fc 200 STAS 1004-75 fiind o fontă cenuşie cu

grafit lamelar, cu o rezistenţă la tracţiune de 200 N/mm2.

14. Norme de tehnica securitatii muncii

La lucrul sau la exploatarea reductorului va trebui să se ţină seama de următoarele prevederi cu privire la norme de tehnica securităţii muncii:

1. Reductorul să fie fixat cu şuruburi de bancul de lucru.2. Nu se vor folosi reductoare cărora le lipsesc piese, componente.3. Nu se va schimba uleiul în timpul funcţionării.4. Nu se verifica uleiul în timpul funcţionării.5. Piesele defecte sau uzate se vor înlocui cu altele corespunzătoare.6. Nu se fac reglaje la jocul din rulmenţi în timpul funcţionării.7. Se respectă intervalele de schimb al uleiului şi al rulmenţilor.8. Se are in vedere de a nu depăşi orele de funcţionare la reductorului.

44