Scrigroup - Documente si articole

Username / Parola inexistente      

Home Documente Upload Resurse Alte limbi doc  

CATEGORII DOCUMENTE




loading...



AeronauticaComunicatiiElectronica electricitateMerceologieTehnica mecanica


Proiect - Componentele mecanice ale sistemelor biotehnice, Sa se proiecteze transmisia mecanica de antrenare a sistemului de filtrare a apei (agitatorul este masina de lucru)

Tehnica mecanica

+ Font mai mare | - Font mai mic







DOCUMENTE SIMILARE

Trimite pe Messenger
PROCESUL AUTOPROPULSARII AUTOVEHICULULUI
STABILITATEA AUTOVEHICULULUI MERCEDES 509 CDI
PROIECT ORGANE DE MASINI - mecanism de actionare
Rezervor cilindric vertical
PERFORMANTELE AUTOVEHICULULUI MERCEDES 509 CDI
CALCULUL TEHNOLOGIC AL REPERULUI “BOLT”
TEHNOLOGIA FABRICARII UTILAJELOR - POANSON DE AMBUTISARE
CONSTRUCTIA GENERALA A AUTOVEHICULULUI
TEHNOLOGIA DE EXECUTIE PRIN DEFORMARE PLASTICA A REPERULUI „CAPAC INFERIOR”
Proiect de An - Reductor Melcat-Cilindric

UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTI

Facultatea Ingineria Sistemelor Biotehnice




Proiect

Componentele mecanice ale sistemelor biotehnice

(Mt rez=3500 Nm

nML=375 rpm

ng =1500 rpm)

Tema de proiect

Sa se proiecteze transmisia mecanica de antrenare a sistemului de filtrare a apei (agitatorul este masina de lucru) formata din:

  • motorul electric ME ;
  • transmisia cu element flexibil (TEF);
  • reductorul cu roti dintate, cilindrice intr-o singura treapta (R);
  • cuplajul standardizat (C);
  • masina de lucru (ML);
  • D1, D2 –diamentrul rotilor TEF;
  • I, II, III, IV –arbori;

Se cunosc urmatoarele:

motorul electric este un motor electric de curent electric alternativ asincron;

motorul rezistent Mt rez= MtML = Mt IV =3500 Nm;

turatia de mers in gol a motorului electric ng =3000; 1500; 1000; 750 rpm;

turatia masinii de lucru ne= nML= nIV=375 rpm

Proiectul va cuprinde:

1. Notiuni privind proiectarea transmisiilor mecanica

1.1 Consideratii generale

1.2 Generalitati

1.3 Stabilirea schemei cinematice si a variantelor constructive

2. Memoriul tehnic de calcul justificativ

2.1 Calculul cinematic si energetic al transmisiei mecanice

2.2 Alegerea variantelor optime pentru motorul electric si reductori

2.3 Alegerea variantelor optime pentru antrenarea transmisieimecanice

2.4 Proiectarea angrenajului cilindric cu dinti inclinati ai reductorului R

2.5 Proiectarea arborilor si a elementelor de rezemare

2.6 Proiectarea cuplajelor permanente (C)

3. Partea grafica

3.1 Desen subansamblu arbore intrare sau iesire din reductor

3.2 Desen de executie pentru roata de curea trapezoidala, roata de curea dintata , roata de lant, arbore

1. NOTIUNI PRIVIND PROIECTAREA TRANSMISIILOR MECANICE

1.1 CONSIDERATII GENERALE

Proiectarea reprezinta lucrarea tehnico-economica, bazata pe munca de conceptie si are ca rezultat documentatia tehnica. Aceasta documentatie, conform STAS 6269-80, se descompune din: documentatia de studiu, documentatia de baza, documentatia tehnologica si documentatia auxiliara.

a)          Documentatia de studiu, specifica transmisiilor mecanice, se compune din mai multe elemente:

A. Tema de proiectare, care este impusa de beneficiar si care trebuie sa contina o serie de cerinte cum sunt:

- caracteristicile tehnice ale transmisiei:

puterea transmisa ca valoare maxima si ca mod de variatie in timp;

turatiile la arborele de iesire ca sens si marime;

tipul motorului de actionare si caracteristicile de functionare ale acestuia;

caracteristicile constructive ale transmisiei

- conditii de exploatare:

locul de instalare al sistemului mecanic:

influenta sistemului mecanic asupra vecinatatilor care se conditioneaza reciproc (vibratii, gaze, abur, praf);

intretinerea sistemului mecanic;

piese de schimb;

- prescriptii care pot cuprinde printre altele:

breviare de calcul;

norme de tehnica securitatii;

standarde, norme departamentale si de ramura;

caiete de sarcini;

drepturi de brevetare.

- aspecte financiare privind:

cheltuieli cu proiectarea transmisiei mecanice;

pregatirea fabricatiei;

documentatia tehnica;

realizarea prototipului;

incercarile prototipului.

realizarea fabricatiei pentru seria de fabricatie zero;

- executia transmisiei mecanice la care va fi precizat:

numarul de bucati;

marimea lotului de fabricatie;

atelierele de fabricatie cu dotarile necesare.

- conditii de transport, depozitare, montaj;

- domenii posibile privind utilizarea si utilitatea transmisiei mecanice.

B. Studiul tehnico-economic are ca scop fundamentarea tehnico-economica a temei de proiectare si cuprinde calculele si consideratiile privind economicitatea si eficacitatea transmisiei mecanice, prin luarea in studiu a mai multor variante de transmisii existente, precum si a unor transmisii noi.

C. Proiectul de ansamblu constituie proiectul tehnic propriu zis. Acest proiect are ca scop stabilirea solutiei constructive, dimensionarea si constructia de ansamblu a transmisiei mecanice. El contine desenul de ansamblu al transmisiei mecanice, calcule si ipoteze de dimensionare, pentru elementele principale ale transmisiei mecanice, cum ar fi:

- angrenaje cilindrice cu dinti drepti sau inclinati, angrenaje conice, angrenaje melc,roata melcata;

- transmisii prin curele sau prin lant;

- cuplaje;

- sistemul de ungere al transmisiei;

- verificarea eficacitatii si a posibilitatii de obtinere a performantelor cerute in tema;

- aprecieri privind aspectele economice.

D. Memoriul tehnic de calcul justificativ urmareste rezolvarea problemelor de dimensionare a diverselor elemente componente sau subansamble, stabilirea solutiilor constructive si de verificare a transmisiei mecanice in amsamblu, precum si a organelor de masini componente.

Problemele de dimensionare si de verificare se refera la calcule cinematice si energetice, calcule de rezistenta, calcule geometrice, de durabilitate, calcule de bilant termic.

Transmisiile mecanice se proiecteaza, in principal, la faza de proiect etic, pe baza efectuarii calculelor de rezistenta, de dimensionare si de verificare. In calculele de rezistenta, prezinta un interes deosebit cunoasterea si evaluarea cat mai exacta a solicitarilor, elementelor componente ale transmisiei mecanice.

E. Desenele de executie si desenul de ansamblu (subansamblu) pentru prototip si seria zero se intocmesc conform reglementarilor in vigoare. Desenele de executie se intocmesc pe formate, conform SR ISO5457-94 la scari de marime: 2:1;5:1;10:1;20:1;50:1; marime naturala 1:1, scari de micsorare:1:2;1:5;1:20;1:50 si alti submultipli ai acestora conform STAS 2-82.

Desenele de executie se intocmesc cu scopul realizarii elementelor componente ale transmisiei mecanice. In cadrul desenelor de executie, se urmareste stabilirea formei geometrice si de pozitie a elementelor geometrice, a microgeometriei suprafetelor,precizarea materialului si a tratamentului termic si termochimic aplicat pentru fiecare piesa componenta a transmisiei mecanice. Continutul desenelor de executie cuprinde reprezentarea grafica a piesei si cotarea conform standardelor, conditii tehnice inscrise in campul desenului si al indicatorului.

F. Documentele incercarii si omologarii prototipului sau seriei zero, cuprind buletinele de incercari, referatele necesare si sursele biblibiografice, precum si caietele de sarcini.   

b) Documentatia de baza completeaza documentatia de studiu si cuprinde sapte elemente componente:

A) Desenele de executie se intocmesc cu scopul realizarii pieselor componente ale transmisiei mecanice. In cadrul desenelor de executie, se urmareste stabilirea formei geometrice a piesei, a preciziei dimensionale, a preciziei formei geometrice si de pozitie a elementelor geometrice, a microgeometriei suprafetelor (ondulatii si rugozitati), precizarea materialului si a tratamentului termic sau termochimic, aplicat pentru fiecare piesa componenta a transmisiei mecanice. Continutul desenelor de executie cuprinde reprezentarea grafica a piesei si cotarea conform standardelor, conditii tehnice inscrise in campul desenului si al indicatorului. In cazul desenelor de ansamblu sau subansamblu, pe langa continutul inclus in desenele de executie prezentate mai sus acestea trebuie sa cuprinda tabelul de componenta, caracteristici tehnico-functionale, conditii de montaj.

Calitatea suprafetelor se prescrie, in primul rand, prin intermediul rugozitatii (in cazuri deosebite si prin intermediul ondulatiilor), conform STAS 5730/12-85.

Tolerantele generale, dimensionale si tolerantele generale geometrice ale elementelor fara indicatii de toleranta ale pieselor sau ansamblelor, prelucrate prin aschiere, se prescriu conform STAS 2300-88.

Tolerantele dimensionale lineare si unghiulare ale elementelor pieselor se insriu alaturi de cotele nominale,conform STAS 8100-68.

Tolerantele formei geometrice si de pozitie se inscriu conform STAS 7391/16-74.

Observatii:

1. In cazul tolerantelor la planeitate sau la forma data a suprafetei, prin dimensiune nominala se intelege lungimea laturii mai mari a suprafetei, daca conditia se refera la inteaga suprafata sau lungimea prescrisa (de referinta) a suprafetei, daca se refera la o portiune a suprafetei.

2. Prin dimensiune nominala se intelege lungimea prescrisa (de referinta) la care se refera conditia de paralelism, perpendicularitate sau inclinare, respectiv diametrul prescris, la care se refera toleranta bataii frontale( daca nu se prescrie o valoare a diametrului de referinta, prin diametrul nominal se intelege diametrul maximal al suprafetei frontale).

3. Pentru dimenionarea nominala se intelge diamerul suprafetei examinate (pentru tolerante la coaxialitate la concentricitate si la intersectiei)sau distanta dintre suprafete care formeaza elementul simetric examinat. Daca dimensionarea nominala nu ese indicata,atunci toleranta se determina dupa elementul care are dimenionarea cea mai mare.

4. Pentru toleranta bataii radiale, prin diametru nominal se intelege diametrul suprafetei exterioare.

B) Schemele au ca scop reprezentarea grafica a functionarii si constructiei transmisiei mecanice. Acestea contin schemele cinematice, diagramele de functionare si schemele de fiabilitate.

C) Desenele de instalare au ca scop legaturile transmisiei cu elementele la cere se racordeaza. De exemplu, legaturile cu masina motoare, cu masina de lucru, cu postamentul (fundatia).

D) Caietul de sarcini se intocmeste cu scopul indicarii tuturor conditiilor tehnice privind executia, incercarea, exploatarea si verificarea. Aceste conditii tehnice nu sunt stabilite prin standarde, nu sunt prescrise pe desenul de executie si contin denumirea, caracteristicile si performantele treansmisiei mecanice, conditii de calitate, de executie si functionare, prescriptii pentru verificari, conditii de exploatare, conditii de asamlare, depozitare si transport.

E) Lista standardelor, a normelor si a instructiunilor cu caracter republican sau international care se refera la transmisia mecanica si la conditiile de calitate a acesteia.

F) Calculele speciale sunt recomandate pentru transmisiile de mare precizie, in special pentru echilibrarea pieselor aflate in miscare de rotatie, precum si pentru calculul parametrilor privind controlul unor angrenaje cu importanta deosebita asupra bunei functionari a transmisiei.

G) Borderoul documentatiei de baza se intocmeste confrm STAS 4659-80.

H) Documentele incercarii si omologarii prototipului sau seriei zero cuprind buletinele de incercari,referatele necesare si sursele bibliografice, precum si caietele de sarcini.

1.2 GENERALITATI:

Proiectarea este activitatea tehnica si economica mintala, desfasurata de la idea tehnica sau de la problema concreta pusa de procesul de productie, pana la totalitatea indicatiilor precizate in documentatia tehnica pentru realizarea produsului.

De la ideea tehnica pana la transpunerea ei in elemente tehnice concrete, materializate prin desene, este nevoie de studiu in desfasurarea caruia sunt parcurse mai multe faze care implica o munca de conceptie tehnica si economica sub aspectul combativ dar, cel mai asemenea, si sub aspect creator.

Manifestarea concurentei pe piata exprima masura in care societatea este capabila sa stimuleze creativitatea agentului economic in actiunea sa de exercitare a activitatii economice eficiente.

Concurenta este cea care impune agentilor economici gasirea celor mai eficiente modalitati de combinare si utilizarea factorilor de productie. Numai in conditii de concurenta si de libertate a preturilor cumparatorul poate cauta si alege vanzatorul cu oferta cea mai avantajoasa prin calitate si pret, iar agentul economic este stimulat in cautarea acelor solutii economice care sa ii asigure eficienta economica maxima. Intr-o economie concurentiala, ineficienta este imediat “sanctionata” prin eliminarea de pe piata a agentului economic respectiv.

Din legile pietei si concurentei, din libertatea agentilor economici de a actiona conform propriilor interese, din libertatea preturilor decurg atat dinamismul, cat si eficienta unei economii, cautarea si generalizarea accelerata a procesului tehnico-economic, orientarea permanenta spre satisfacerea trebuintelor “consumatorului-rege”.

Un alt factor important in realizarea unui produs este reprezentat de calitate, insemnand capacitatea unui produs de a raspunde unor specificate sau unor exigente.

Intr-o economie “sanatoasa” sa produci inseamna:

  • mai mult
  • mai repede
  • mai ieftin
  • mai bine
  • la momentul oportun

In Romania economia este in proces de dezvoltare, ceea ce implica anumite compromisuri si in cazul strategiilor concurentiale si de aceea pentru o buna afirmare pe piata trebuie combinate elemente din cele doua strategii.

Revenind la partea tehnica a proiectului, putem spune ca transmisiile mecanice se proiectarea, in principal, la faza de proiect tehnic, pe baza efectuarii calculelor de rezistenta, de dimensionare si de verificare.In calculele de rezistenta, prezinta un interes deosebit cunoasterea si evaluarea cat mai exacta a solicitarilor, elementelor componente ale transmisiei mecanice. Acestea rezulta, in principal, din datele temei de proiectare. Din acest punct de vedere, sarcinile masinii motoare prin intermediul transmisiei mecanice.

Pentru realizarea in conditii optime a proiectului, tinand seama de comlexitatea lui, s-a decis realizarea acestuia de catre un grup de patru studenti.

1.3 STABILIREA SCHEMEI CINEMATICE SI A VARIANTELOR CONSTUCTIVE

Pentru realizarea transmisiei mecanice in vederea antrenarii sistemului de filtrare a apei (ML), se propun mai multe variante contructive, din care trebuie sa alegem doar trei dintre ele.In principiu transmisia mecanica necesara antrenarii sistemului de filtrare se compune din (fig.1.1): motor electric-Metransmisie intermediara cu element flexibil(curele trapezoidale, curele dintate si lanturi)-TEF, reductor cilindric cu roti dintate intr-o treapta de reducere –R, cuplaj standardizat –C.

Datele pe baza carora alegem motorul electric,transmisia intermediara, reductorul si angrenajul sunt:

  • momentul rezistent pe arborele ML,Mt rez Mt ML =350 Nm
  • turatia arborelui ML, nML=ne=nIV=275 rpm
  • turatia de mers in gol a motorului electric ales, are una din valorile:3000, 1500, 750, 375[rot /min] ;

2. MEMORIUL TEHNIC DE CALCUL

2.1 CALCULUL CINEMATIC SI ENERGETIC AL TANSMISIEI MECANICE

Calculul cinematic si energetic al transmisiei mecanice presupune stabilirea rapoartelor de transmitere, turatiilor pe fiecare arbore, puterilor si momentelor primite sau transmise de fiecare arbore.

Calculul rapoartelor de transmitere si calculul turatiilor pe fiecare arbore, reprezinta calculul cinematic al transmisiei mecanice, iar calculul puterilor si momentelor pe fiecare arbore reprezinta calculul energetic al transmisiei mecanice (calculul de forta al transmisiei mecanice)

Calculul rapoartelor de transmitere cuprinde: calculul raportului total de transmitere –iT (al intregii transmisii mecanice) si calculul rapoartelor de transmitere intermediare (al transmisiei cu element flexibil iTEF), al reductorului cu roti dintate-iR etc.)

a)      Calculul raportului total de transmitere

(2.1)

vor rezulta patru rapoarte totale de transmitere . , functie de turatiile de mers in gol ale motoarelor electrice, standardizate. Cum rapoartele de transmitere sunt standardizate, conforn STAS 6012-82 cele patru valori ale rapoartelor totale se vor standardiza.

b)      Stabilirea rapoartelor de transmitere intermediare

Raportul total de transmitere este egal cu produsul rapoartelor de transmitere intermediare ( .). Deci:

(2.2)

Se impune o valoare standardizata pentru , conform STAS 6012-82 si rezulta valorile pentru iR, ce se vor standardiza tot conform STAS 6012-82.

Presupunem iTEF cunoscut tinand seama de recomandarea ca si impunem ca iTEF = 2.

Toate valorile obtinute sunt conform STAS

Observatii:

Prin cuplajul C ca element de legatura intre arborele de iesire al reductorului cu roti dintate, R si arborele de intrare al masinii de lucru, ML se transmit turatia si puterea integral (fara pierderi);

In continuare mersul de calcul va utiliza numai valorile STAS ale rapoartelor de transmitere;

c)      Calculul turatiilor pentru fiecare arbore al transmisiei mecanice

Se observa din schema cinematica, ca turatia arborelui 1 este chiar turatia de mers in gol:

Pornind de la definitia raportului de transmitere se poate determina turatia pentru fiecare arbore al transmisiei mecanice, astfel:

Observatie:

Valorile obtinute pentru turatii sunt valorile efective ale turatiilor pe fiecare arbore.

d) Calculul puterilor pe fiecare arbore

In general puterile se modifica ca urmare a pierderilor prin frecare ce au loc in timpul functionarii transmisiei mecanice (randamentele cuplelor de frecare, ŋ), micsorandu-se de la intrarea in transmisia mecanica catre iesirea din transmisia mecanica.

In functie de datele initiale, impuse prin tema de proiectare, se determina puterea si turatia de actionare, iar cand acesta este standardizat, se impune alegerea sa corecta.

Pentru schema cinematica aleasa sau impusa prin tema, puterea necesara, dezvoltata de motorul electric (masina motoare):

(2.3)

unde : randamentul total, (2.4)

cu (ηa-randamentul angrenajului cu roti dintate, ηr - randamentul unui rulment ).

In cazul de fata, cunoscand momentul rezistent la arborele masinii de lucru

Mtrez poate determina puterea la arborele masinii de lucru, din relatia:

(2.5)

Mai departe se pot stabili cu usurinta si puterile pe ceilalti arbori,astfel:

2.2 ALEGEREA VARIANTELOR CONSTRUCTIVE OPTIME

a)      Alegerea motorului electric

Se face din STAS 1893-87 si 881-88, functie de puterea si turatia efectiva la arborele motorului electric si caracteristicile cele mai performante . Din care rezulta tipul motorului ASU160L-2 cu caracteristicile:

  • puterea nominala de 18,5 kW;
  • turatia nominala de 1450 rpm;
  • In=35,5[A];
  • masa=170kg ;
  • PoME=2,15[rpm]

b)      Calculul momentelor transmise pe fiecare arbore

Acest calcul se face cu relatia:

(reprezinta arborii transmisiei mecanice), pentru fiecare arbore al transmisiei mecanice, luand in considerare puterile si turatiile efective.

c)      Alegerea capetelor de arbori

Se face conform STAS 8724/3-74, functie de momentul transmis de fiecare arbore(momentul de torsiune de calcul, capabil sa-l transmita arborele). In acelasi timp se aleg abaterile limita (tolerantele), clasa de precizie si dimensiunile pentru lungimea capetelor de arbori ( seria lunga si seria scurta). In ceea ce priveste lungimea capatului de arbore, aceasta poate fi aleasa serie scurta (recomandata din considerent de economie de material) sau serie lunga. Motoarele electrice au capetele de arbori serie lunga, ca de altfel si capetele de arbori ale majoritatii reductoarelor de turatie de uz general.

Diametrul

Lungimea lca

dca

abateri limita

Serie lunga

Serie

scurta

d)      Alegerea tipului de reductor cu roti dintate

Pentru proiectarea transmisiei mecanice unui sistem biotehnic se va utiliza un redactor cu roti dintate tipizat, drept pentru care se impune alegerea acestuia. Reductoarele tipizate sunt reductoare de uz general, avand toate elementele constructive si geometrice standardizate si anume: rapoartele de transmitere, distantele dintre axele rotilor dintate, inaltimea dintre axele de intrare – iesire si planul de fixare a reductorului, diametrul si lungimea capetelor arborilor de intrare – iesire, lagarele cu rostogolire (rulmenti) si elementele de etansare, fixarea pe talpa sau pe elementele masinii de lucru, celelalte elemente componente.

Alegerea unui redactor tipizat se realizeaza in conformitate cu indicatiile din prospectele firmelor producatoare (firma Flender – Germania si firma S.C. Neptun Campina – Romania sau alte firme).Alegerea reductorului tipizat, indifferent de pozitia acestuia in schema cinematica a transmisiei, se face in ipoteza legaturii directe a motorului electric cu reductorul (la schema cinematica a transmisiei de proiectat, ipotetic, nu se considera transmisia cu element flexibil – TEF).

In acest caz se impune o corectie a puterii la arborii de intrare si iesire (corectia se face in ipoteza mentinerii constante a momentelor de torsiune la arborii de intrare si iesire a reductorului cu un coeficient de serviciu cs=1,1….1,4 ce tine si de continuitatea duratei de functionare).

Puterea corectata este puterea echivalenta PE (PE este puterea la arborele de iesire in redactor, dupa Flender sau puterea la arborele de intrare in redactor,dupa Neptun ) si se calculeaza cu relatiile:

Cum cs=1,25 rezulta ca:

(dupa Flender)

(dupa Neptun)

Conform puterii nominale transmise de catre reductor si iN, rezulta ca acesta are un diametru de 80 mm care datorita acestei marimi are urmatoarele caracteristicii tabelate:

Deci, pentru alegerea practica sunt necesare urmatoarele date:

turatiile la arborii de intrare, ni si iesire, ne ai reductorului in rpm;

puterea echivalenta, PE in kW;

raportul de transmitere al reductorului cu roti din1tate,iR;

In extrasul din cataloagele firmelor se indica puterea nominala transmisa P1N, respectiv PN, pentru o incarcare la oboseala constanta, fara socuri si cu functionare continua.

Alegerea se face in functie de puterea efectiva primita sau transmisa de redactor Pef, cu respectarea conditiei:

P1N(PN)≥Pef =cs.PE

Din catalog se extrag toate datele si se compara din punct de vedere al parametrilor constructiv-functionali si economici, in vederea alegerii reductorului cel mai optim pentru transmiterea mecanica ce urmeaza a fi proiectata.

Pentru firma Flender:

Marmea reductorului

a

b

c

Arbore de intrare

iN=1,252,8

d1

l1

G3

d2

l2

d3

mm

mm

Mm

28m6

32m6

Marimea reductorului

E

e

G1

G2

h

m1

m2

m3

n1

n2

Suruburi de fundatie

Masa

Cantitatea

mm

buc

[kg]

[l]

M10

Pentru firma Neptun:

Marimea reductorului

A1

A2

A3

A4

A5

A6

B1

B2

B3

B4

B5

B6

H

H1



Marimea reductor

H2

H3

O1

O

Arbore intrare

d2

L2

Cantitatea de ulei

Masa reductor

iN=24

d1

L1

[mm]

[kg]

[l]

Prin comparatie observam ca, caracteristicile reductorului difera de la o firma la alta, acest lucru fiind evidentiat prin valorile dintre cantitatea de ulei pe care o foleseste fiecare reductor, prin masa acestora, puterea nominala si prin rapoartele de transmisie.

In urma acestei analize al caracteristicilor reductoarelor de la ce doua firme , cel mai bun reductor fiind cel al firmei Flender.

2.3 ANALIZA VARIANTELOR POSIBILE DE ANTRENARE A TRANSMISIEI MECANICE

Se vor analiza trei variante posibile de antrenare cu elemente flexibile a transmisiei mecanice (TEF) a sistemului biotehnici si anume:

transmisie prin curele trapezoidale (TCT);

transmisie prin curele dintate sincrone (TCD);

transmisie prin lant (TL),

alegandu-se acea varianta ce se considera optima pentru transmisia mecanica a sistemului biotehnic, proiectata si justificarea acesteia.

2.3.1 proiectarea transmisiei prin curele trapezoidale (TCT)

Calculul transmisiei prin curele trapezoidale este standardizat STAS 1163-78. Calculul urmareste alegerea curelei trapezoidale, geomatria transmisiei prin curele trapezoidale, numarul de curele, forta de intindere initiala si forta de apasare pe arborii transmisiei, determinarea durabilitatii curelei, precum si proiectarea rotilor de curea.

a)      Alegerea curelei trapezoidale si dimensionarea transmisiei

In calcul se considera a fi cunoscute puterea de transmis P [kW], turatiile rotilor conducatoarea n1 [rot/min], respectiv conduse n2 [rot/min] sau una dintre turatii si raportul de transmitere iTEF= iTCT

Elementele geometrice ale transmisiei prin curele trapezoidale (TCT) sunt redate in figura :

Alegerea tipului de curea se efectueaza pe baza << transmisiei de referinta>> ( transmisii conventionale cu performante cunoscute, determinate in conditii de laborator de catre firmele producatoare de curele trapezoidale).A

Tendinta actuala este de a se utiliza curele trapezoidale inguste, care pot functiona si cu frecvente mai mari. In ultimii ani, firme producatoare, recunoscute pe plan mondial, realizeaza curele trapezoidale zimtate care au performante cu 20% mai bune decat curele trapezoidale inguste.

Alegem profilul curelei, precum si diametrul primitiv al rotii conducatoare in functie de puterea de transmis si de turatia rotii motoare, apoi diametrul primiv al rotii conducatoare se adopta conform STAS 1163-71.Astfel alegem diametrul primitiv al rotii conducatoare Dp1=100mm.

Tipul curelei

Dimens caract ale sectiunii

lpxh

h±Δh

[mm]

bmax

[mm]

Lungimi primitive

Lp

[mm]

Dmin

[mm]

Sectiunea curelei Ac

[mm2]

De la

Pana la

SPZ

8,5x8

Alegem cureaua trapezoidala SPZ, avand lungimea primitiva Lp=1600 mm, SPZ 2000 STAS 7192-65.

Diametrul primitiv al rotii conduse Dp2 unde:

ξ este alunecarea elastica (2%);

Dp1 este diametrul primitiv al rotii conducatoare ales la valoarea standardizata;

Dp2 este diametrul primitiv al rotii conduse ales la valoarea standardizata.

Viteza periferica a rotii conducatoare se considera egala cu viteza de deplasare a curelei.

* Alegerea distantei intre axe daca nu este impusa din considerente geometrice, se adopta in

intervalul de valori : Aleg valoarea distantei dintre axe de 564mm.Lungimea orientativa primitive a curelei se determina in functie de distanta dintre axe si de diametrele primitive ale rotilor de curea:

Aceasta lungime orientativa calculata egala cu =1603,67mm, conform STAS este egala cu 1600 mm. Odata aleasa lungimea primitive standardizata Lp, se recalculeaza distanta dintre axe , care rezulta din ecuatia de gradul 2:

* Unghiul dintre ramurile curelei

* unghiurile de infasurare a curelei pe roata conducatoare respective condusa sunt:

* Calculul preliminar al numarului de curele : ,

Unde:

P- puterea pe arborele rotii;

cf- coeficientul de functionare;

cL- coeficientul de lungime al curelei;

cβ- coeficientul de infasurare al curelei pe roata mica (roata conducatoare), se calculeaza cu relatia: , unde:

- unghiul de infasurare pe roata conducatoare in grade;

P0 –puterea transmisa de o curea [kW] se adopta conform STAS 1163-71;

In functie de tipul de curea adoptat de conditiile specifice cinematice: turatia motorului electric nME ,raportul de transmitere iTCT si de diametrul primitv al rotii motoare Dp1.

In functie de z0 , se determina numarul final de curele:

in care cz –coeficientul ce tine de faptul ca sarcina nu se transmite uniform prin cele z0 curele.

verificarea frecventei indoirilor: ,in care:

x- numarul de roti de curea al transmisiei;x=2 roti de curea;

fa –frecventa maxima admisa: fa =40 Hz pentru curele clasice si fa=80 Hz pentru curele inguste;

Forta de intindere initiala F0 si forta de apasare pe arbori ce se determina cu relatiile: F0=(1,52) Fu; Fa=(1,52)Fu ,in care forta utila ce trebuie transmisa Fu se determina cu relatia:

b)      Determinarea durabilitatii curelei trapezoidale

Durabilitatea efectiva de rezistenta la oboseala a curelei trapezoidale se apreciaza prin numarul de ore de functionare.

c)      Proiectarea rotilor de curea

Rotile pentru curele trapezoidale sunt standardizate in STAS 1162-84. Dimensiunile geometrice ale canalelor in care patrund curelele trapezoidale permit functionarea atat a curelelor clasice cat si a celor inguste cu conditia sa aibe acelasi lp .

Pentru a compensa alungirea curelei trapezoidale, in cazul in care distanta dintre axele de rotatie ale arborilor se mentine constanta, se folosesc role de intindere. Aceste role se monteaza pe ramura condusa, dispunerea ei putand fi pe partea inferioara sau exterioara a curelei.

Transmisiile prin curele se protejeaza cu aparatori din tabla sau plasa de sarma.

Elemente geometrice principale ale rotilor de curea

Elementul calculat

Relatii de calcul

Diametrul exterior

Diametrul interior

Latimea B

2.3.2 PROIECTAREA UNEI TRANSMISII PRIN CURELE DINTATE SINCRONE

Curele dintate sincrone sunt utilizate in toate domeniile in care se impun: un sincronism de antrenare, absenta intretinerii (retensionare lubrifiere) si functionarea silentioasa.

Curelele cu pasul mai mic de 5 mm se folosesc in micromecanica (masini de scris, informatica, camere video, elemente de automatizare). Curelele cu pasul cuprins intre 5 si 14 mm sunt utilizate cu transmisii de putere, acolo unde lanturile prezinta probleme privind zgomotul si vitezele de lucru (v < 30 m /s ). Aceste curele se folosesc la masini unelte, motoare eoliene, industria alimentara, aparatura electrocasnica, motoare cu ardere interna, care functioneaza la turatii ridicate.

Curelele cu pasul mai mare de 14 mm se folosesc acolo unde sunt utilizate si transmisiile cu lant, unde se impune zgomot redus in utilizare(de exemplu submarine nucleare) .

Dezvoltarea acestui tip de transmisii se datoreaza avantajelor pe care le au:

raport de transmitere riguros contant ;

capacitate portanta mare , puteri de pana la 400 kW ;

viteze periferice mari de pana la 80 m/s ;

zgomot redus in functionare ;

intretinere usoara ;

forte de intindere relativ mici care conduc la incarcari mici ale lagarelor arborilor rotilor ;

Curelele sincrone se pot realiza fie cu dantura simpla dispusa la interior , fie cu dantura dubla cu dintii simetrici sau decalati.

Proiectarea unei transmisii prin curele dintate cuprinde:

dimensionarea curelei dintate sincrone si stabilirea geometriei transmisiei prin curea ;

proiectarea rotilor de curea si asigurarea conditiilor de montaj ;

verificarea conditiilor de montaj corect ;

In calculul de proiectare al unei transmisii prin curele dintate sincrone se considera a fi cunoscute puterea de transmis P[kW] , turatiile rotilor conducatoare nI[rpm] sau una dintre turatii si raportul de transmitere iTCD , conditiile de lucru si elementele privind gabaritul transmisiei(diametrul maxim al rotilor dintate, distanta dintre axe care poate fi impusa sau adoptata constructiv).

a)      Alegerea curelei dintate sincrone si dimensionarea transmisiei

Geometria curelei dintate sincrone este standardizata prin norme internationale (ISO 5294) .

Curelele dintate sincrone actuale se executa in doua variante constructive: cu profil trapezoidal si profil curbiliniu HTD(normele Kleber-Industrie). Cele mai utilizate sunt cele cu profil trapezoidal , iar cele mai performante sunt cele cu profil curbiliniu. Curelele cu profil trapezoidal sunt primele lansate pe piata pentru aplicatii industriale si se intalnesc in 7 marimi: MXL; XXL; XL; L; H; XH; XXH; conform normei NF T 47-121, ISO/DIS 5269 cu pasul masurat in inci :2/25, 1/8, 1/5, 3/8,1/2, 7/8, 5/4, si respectiv patru marimi T25; T5; T10; T20, conform DIN 7271 cu pasul masurat in mm: 2,5;5; 10; 20. Profilul L este in egala masura utilizat pentru aplicatii automobilistice, dar nu este compatibil cu profilul L din aplicatiile industriale.

Dimensionarea curelei dintate sincrone cuprinde:

alegerea profilului curelei;

stabilirea geometriei transmisiei ;

determinarea latimii si lungimii curelei;

Alegerea profilului se face pe baza unor nomograme in functie de puterea de lucru (puterea de transmis corecta), Pc[kW], si de turaria rotii mici de curea n1[rpm]. Din nomograma se stabileste codul (simbolul) de pas al curelei.

Conform nomogramei tipul curelei este de tip SPA,cu profilul trapezoidal XH.

Elementele geometrice trapezoidale ale curelei dintate sincrone cu profil trapezoidal sunt urmatoarele:

Codul de pas

Pasul curelei

H [mm]

Ht [mm]

Bg [mm]

R2 [mm]

R1 [mm]

Ht [mm]

H

1/2 inci

12,7 mm

Puterea de calcul – puterea de transmis corecta PC se determina pe baza puterii de transmisie P si a unui coeficient de functionare (serviciu cf), care evidentiaza regimul de lucru:

Coeficientul cf se poate aprecia in functie de tipul masinii motoare si de tipul masinii de lucru si conform acestora el are valoarea urmatoare cf = 1,8, astfel rezultand faptul ca:

Dupa alegerea codului ( simbolului) de pas al curelei , se aleg dimensiunile corespunzatoare ale curelei dintate cu profil trapezoidal.

Alegerea numarului de dinti ale rotii mici z1 se adopta in conditiile asigurarii unui gabarit minim al tansmisiei, existentei unui numar mare de dinti aflati in contact direct cu, cureaua (minim 6 dinti), pentru obtinerea unei durabilitati ridicate si asigurarea unei viteze sub limita maxima admisa.

Functie de aceste doua criterii, se indica numarul minim de dinti ai rotii mici z1, diametrul nominal minim al rotii de curea ( diametrul de divizare) si viteza maxima de utilizare a curelei:

Codul (simbolul)

de pas

Profil trapezoidal XH

Numarul minim de dinti

Diametrul de divizare minim, [mm]

Viteza maxima admisa,[m/s]

Numarul de dinti ai rotii conduse z2 se determina pe baza raportului de transmitere:

Diametrul de divizare al rotii conduse se incadreaza in gabaritul maximal , atunci cand acesta este impus, daca nu se incadreaza se vor modifica z1 si z2 , implicit si

Lungimea orientativa a curelei L* se determina cu relatia urmatoare:

unde: - reprezinta distanta dintre axe orientativa care daca nu este impusa din alte considerente se recomanda la valori cuprinse intre (0,7…2) (

Numarul de dinti al curelei zc se adopta la o valoare intreaga ( ) si trebuie sa indeplineasca conditia:

Cu valoarea intreaga a numarului de dinti zc se calculeaza lungimea curelei:

L = zc p

L = 72∙12,7= 914,4

Rezolvand ecuatia de gradul doi , se recalculaeza distanta dintre axe A12 care acum este definitive:

Determinarea numarului de dinti ai pinionului aflati in contact cu dintii rotii de curea(zona de infasurare pe roata mica), z

Deci rezulta ca z indeplineste conditia z ≥ 6 in care este partea intreaga a numarului [x].

Se recomanda ca numarul de dinti aflati in contact sa indeplineasca conditia z ≥ 6, dar se admite z < 6, determinandu-se in acest ultim caz un factor de corectie , care are valorile urmatoare atunci cand z < 6 => =(1…0,2)(6-zβ) si respectiv =1 cand z

Puterea transmisibila a curelei dintate sincrone P0 se determina pentru o curea care are latimea b0.

Normele franceze NF 47-021 si ISO 5295 definesc puterea transmisibila Po ca putere a unei curele dintate sincrone, determinata in conditii geometrice date si pentru o durata de lucru (durabilitate impusa). Aceste norme se aplica pentru curelele dintate cu profil trapezoidal avand simbolul de pas X, L, LH, XH, XXH .

Puterea transmisibila pentru o curea cu latimea de baza b0 (Po) si numarul minim de dinti din zona de infasurare z ≥ 6 , se determina cu relatia care urmeaza:

unde:

- Fa –forta maxima admisibila in curea avand latimea de baza b0;

- m – masa curelei pe unitatea de lungime a curelei;

- v – viteza curelei;

Calculul latimii curelei b se determina mai intai cu oarecare aproximatie in functie de puterea de calcul Pc si de puterea Po , se calculeaza cu relatia (2.28). Latimea curelei b se stabileste orientativ cu relatia urmatoare:

Latimea b obtinuta din relatia de mai sus se rotunjeste la valoarea nominala cea mai apropiata.

Unele firme producatoare de curele dintate recomanda ca latimea curelei sa fie exprimata in inci rezultand astfel multiplii, respective submultiplii ai acestei unitati de masa. Pentru curelele cu profilul danturi trapezoidal se adopta urmatoarele latimi de curea exprimate in inci:1/4, 3/8, 1/2, 3/4, 1, 3/2, 2, 3, 4.

b) Proiectarea rotilor de curea dintata

Roata de curea are dintii dispusi echidistant pe periferie si poate avea sau nu flanse laterale care sa permita ghidarea curelei si totodata sa evite aruncarea laterala a curelei de pe roata. De regula una dintre roti trebuie sa aiba flanse laterale pe cand la cealalta nu e obligatoriu. Rotile de curea pot fi confectionate din fonta sau otel. Materialele plastice sau aliajele de aluminiu pot fi utilizate numai acolo unde transmisia prin curea are rol cinematic sinu se transmit puteri mari.

Roata de curea de latime data este definita:

pasul de baza al curelei respective, p;

numarul de dinti z ai rotii;

diametrul de divizare Dd care corespunde diametrului unui cilindru fictiv(cilindru de divizare coaxial cu cureaua si care ajuta la definirea cotelor dintilor rotii si a pasului ca atare , linia primitive a curelei se gaseste pe acest cilindru de divizare:

diametrul exterior De diametrul de varf al dinte

unde: dp- reprezinta grosimea fata de linia primitiva a curelei;

inaltimea dintelui rotii hd;

coarda golului dintelui Ip masurata la piciorul acestuia;

razele de curbura ale capului si respective piciorului dintelui rp si rl;

unghiul la varf al golului dintelui 2

Valorile de dimensionare ale rotilor de curea dintata sunt urmatoarele:

Codul de pas

pb [mm]

hd[mm]

lp[mm]

rp[mm]

r [mm]

2dp[mm]

H

Cremaliera de referinta pentru flacurilor rotilor de curea pentru cureaua de tip H este 2.

Dimensiunea flanselor laterale este h1=4,8 mm.

Tolerantele si dimensiunile pentru o roata sunt urmatoarele:

Diametrul exterior al rotii

De [mm]

Tolerantele pasului [mm]

Intre 2 dinti adiacenti

Tolerantele diametrului [mm]

50,8< De

c)      Tolerantele rotilor de curea

Se definesc prin tolerantele date de pasul danturii si prin tolerantele legate de diametrul exterior al rotii dintate. Tolerantele pasului se realizeaza pentru doi dinti adiacenti si pentru pentru dintii cumulati cu un arc de 900 sau pentru numarul par de dinti. Imediat inferior (ISO/DIS 5294). Acesta toleranta se aplica unei distante masurata intre doua puncte omoloage ale flancului drept sau stang.

Tolerantele de la paralelism al dintilor nu trebuie sa depaseasca valoarea maxima de 0,001mm la un milimetru de latimea rotii. Tolerantele de la conicitatea rotii trebuie sa fie maximum 0,001mm pentru 1mm de latime de roata.

Pentru o functionarea corecta a transmisiei trebuiesc respectate urmatoarelr conditii:

cel putin o roata de curea (ca regula generala roata mica) trebuie sa fie flancata lateral cu scopul ghidarii curelei;

ambele roti de curea se recomanda sa fie flancate lateral, daca distanta dintre axe este de 8 ori mai mare decat diametrul rotii mici;

ambele roti de curea trebuiesc flancate lateral, daca arborii nu sunt riguros orizontali;



se recomanda ca rotile sa aiba cel putin 6 dinti in contact cu cureaua;

dispozitivele de intindere care se pot afla pe partea danturata sau pe partea opusa dintilor curelei nu sunt niciodata recomandate.

Ele pot fi utilizate in cazuri extreme, cand nu exista un alt sistem pentru tensionarea curelei. Aceasta roata de tensionare a curelei se recomanda a fii plasata numai pe ramura condusa a curelei si trebuie sa aiba diametrul minim egal cu diametrul rotii mici pentru a nu reduce accentuat durabilitatea curelei.

Tensionarea initiala maxima a curelei se recomanda pentru o curea de latime b care functioneaza la viteza v, forta de intindere initiala F0[N] ,va fi:

Valoarea fortei admisibile Fa si masei m pe unitatea de lungime a curelei, pentru o curea cu latimea de baza b0 se adopta in functie de simbolul de pas al curelei.

Controlul tensionarii corecte se face pe baza masurarii fortei necesare incovoierii curelei Fp cu o sageta f , proportionala cu lungimea ramurii libere a curelei, aflata intre punctele de contact cu

doua roti Lr. Forta de incovoiere a curelei se aplica la jumatatea acestei lungimi. Se considera o intindere corecta a curelei daca si

Cureaua este subtensionala daca forta de control (necesara tensionarii cu sageata ) este inferioara valorii de 0,85 Fp si supratensionata daca forta de control este mai mare decat 1,15 Fp.

Unde Lr≈A12*=500, din care rezulta ca :

Din aceste ultimelor calcule referitoare la forta de control a curelei rezulta ca aceata nu este nici subtensionata , nici supratensionata.

2.3.3 Proiectarea unei Transmisii prin Lant

La viteze pana la 15 m/s au larga aplicatie transmisiile cu lanturi cu eclise, bucse si role. In conditii de calitate superioara(precizie de executie ridicata)si de ungere ireprosabila,transmisiile prin lant pot fi utilizate pana la viteze de 30 m/s.

Proiectarea unei transmisii prin lant necesita rezolvarea urmatoarelor etape:

Alegerea lantului si stabilirea geometriei transmisiei;

Verificarea lantului la uzare,la rupere,la oboseala a elementelor zalelor,spargere a rolelor prin soc;

Proiectarea rotilor de lant;

Montajul,reglarea si protectia transmisiilor prin lant.

a)      Alegerea lantului si calculul geometriei transmisiei

In calculul tansmisiei prin lant se considera cunoscute:puterea de transmis P(kW),turatiile rotilor conducatoare,respectiv conduse n1,n2[rot/min] sau turatia uneia dintre roti si raportul de transmitere iTL,felul masinii motoare si masinii actionate;pozitia relativa a celor doua masin;conditii speciale de gabarit,de durabilitate,frecventa pornirilor si opririlor

Alegerea lantului de transmisie se face folosind diagrama puterii limitate admisibila.Puterea limita PD se calculeaza in functie de puterea de transmis P si de factorul de incarcare al transmisiei cP.

Din diagrama, in functie de puterea limita admisa si de turatia rotii de lant,cu numarul de dinti mai mic,rezulta tipul de lant si numarul de randuri.Se calculeaza,mai intai pasul maxim al lantului din conditia de solicitare dinamica minima a acestuia,in functie de turatia rotii conducatoare si a numarului de dinti ai acestuia:

unde z1-numarul de dinti ai rotii conducatoare;n1-turatia arborelui rotii conducatoare.

Din considerente de solicitare dinamica a transmisiei prin lant,intr-un un calcul acoperitor se recomanda ca pasul pentru tipul de lant adoptat sa fie mai mic sau egal cu pasul maxim,dat de relatia de mai sus.Rezulta de aici ca singurul parametru care poate fi adoptat pentru un anumit tip de lant impus este numarul de randuri de zale ale lantului,pentru care puterea transmisa din diagrama este mai mare sau egala cu puterea limita admisa PD,care se determina folosind factorul de incarcare cP:

Factorul de incarcare cP se alege in functie de coeficientul de suprasarcina cs ,de raportul de transmisie iTL si de numarul de dinti ai rotii de lant conducatoare.

Valorile coeficientului de suprasarcina cs,caracteristic masinii motoare,respectiv masinii de lucru actionate.

Pentru a alege valorile factorului cP este necesara cunoasterea numarului de dinti al rotii conducatoare de lant.

Dupa alegerea lantului ca tip din diagrama puterii limita, se aleg principalele date constructive din STAS.

Pentru calculul geometric al transmisiei prin lant se considera ca fiind elementele cunoscute:

-datele constructive ale lanturilor de uz general cu role si zale scurte;

-numarul de dinti ai rotii conducatoare z1;

-numarul de dinti ai rotii conduse z2;

-pasul p[mm] pentru tipul de lant;

Se recomanda a se alege o distanta dintre axele de rotatie a celor doua roti,la o valoare impusa de relatia de mai joi.Daca aceasta distanta dintre axe este dictatade considerente constructive,se adopta valoarea impusa si va trebui folosit un sistem de intindere a lantului.

-distanta dintre axe stabilita initial( )este orientativa: unde:

;Amax=80p, p-fiind pasul lantului.Alegem p=12.7

Se alege o distanta axiala intre aceste limite,sai,daca este impusa,atunci se verifica dubla inegalitate

-determinarea lungimii orientativea lantului :

Lantul se livreaza cu un numar de zale,in conformitate cu prescriptiile STAS 5174-66, caruia ii corespunde o anumita lungime a lantului.Se recomanda ca numarul de zale sa fie un numar par. Aceasta conditie este impusa de modul de inchidere a lantului.Deci, va trebui stabilit mai intai numarul de zale si apoi lungimea lantului.

-determinarea numarului orientativ de zale :

Numarul de zale se adopta la o valoare intreaga,numar par Xt. Pentru valoarea adoptata se recalculeaza distanta dintre axe(distanta finala dintre) A12. Aceasta distanta rezulta din rezolvarea ecuatiei de gradul doi, data de relatia:

-unghiul dintre ramurile lantului

-unghiul de infasurare a lantuluipe rotile de lant

[rad] sau sau

-viteza lantului v[m/s]:

c) Proiectarea rotilor de lant

Materialul, forma si dimensiunea danturii rotilor de lant depind de tipul lantului(cu bolturi,cu bucse, cu role), de felul si marimea lantului(simplu sau multiplu),de conditiile de exploatare (sarcina,viteza) si de conditiile de montaj.

Semifabricatele necesare realizarii rotilor de lant se executa prin forjare(matritare),turnare sau din elemente sudate, cu prelucrare mecanica ulterioara in functie de forma rotii, marimea diametrului de divizare si de seria de fabricatie(numarul de bucati ce urmeaza a fi fabricate in cadrul unei comenzi).

Tolerantele de pozitie ale danturii:bataia radiala(TBr) si frontala (TBf) ale danturii se determina fata de alezajul butucului rotii.

Bataia radiala a cercului de fund:

mm

fara a scadea sub 0,15 mm sau a depasi 0.76 mm;

Bataia frontala plana a dintilor:

,fara insa a scadea sub 0,25 mm sau a depasi 1,14 mm.

d) Montajul, reglarea si protectia transmisiilor prin lant

Pozitia relativa a masinii de lucru si a masinii motoare trebuie astfel aleasa incat ramura conducatoare sa fie sus. Daca din motive exceptionale nu pot fi respectate pozitiile relative corecte, corespunzatoare unei functionalitati favorabile, atunci este absolut obligatorie utilizarea unor dispozitive de reglare.

In cazul unui montaj corect se impune asigurarea paralelismului axelor arborilor transmisiilor si a coplaneitatii rotilor de lant.Distanta dintre axe are in vedere realizarea unei sageti corespunzatoare, data de greutatea lantului si care sa se incadreze in anumite limite.

Dispozitivele de reglare au rolul de intinde ramura condusa, de a regla marimea unghiurilor de infasurare a lantului, de a limita amplitudinile vibratiilor care pot aparea in timpul functionarii, ca urmare a infasurarii poligonale a lantului pe rotile de lant.

Protectia transmisiilor cu lanturi se realizeaza cu ajutorul unei carcase simple sub forma de U, in cazul incarcarii si turatii reduse si cu ajutorul unei carcase complet inchise, pentru incarcari si turatii ridicate.

Forma si dimensiunile frontale ale danturii rotilor de lant pentru lanturi cu role si zale scurte

Denumirea

Simbol

Formula de calcul

Abateri limita

Pasul pe coarda

p

Diametrul de divizare

Dd

Dd =p/sin(180/z)=12,7/sin(180/25)=101,32 mm

Diametrul nominal al rolei lantului

d1

d1=7,95 mm

Diametrul de fund

D1

D1 = Dd -d1=101,32-7,95=93,37 mm

h10

Diametrul de varf

De

Demax=Dd+1,25p- d1=101,32-1,25x12,7-7,95

= 77,495 mm

Demin=Dd+p(1-1,6/z)- d1=101,32+12,7(1-1,6/25)-7,95

Demin =105,25 mm

Diametrul rolei calibru

dc

d1= dc=7,95 mm

Dimensiunile pete role

M

M= Dd+dc nominal=101,32+7,95=109,27 mm

Raza de curbura a lacasului rolei

R1

R1min=0,505 d1=4,01 mm

R1max=0,505 d1+0,069x =5,39 mm

Unghiul lacasului rolei

δmax=140-90/z=136,4̊

δmin=120-90/z=116,4̊

Raza de curbura a flancului dintelui

R2

R2min=0,12d1(z+2)=25.758 mm

R2max=8d1(z2+180)10-3=51,19 mm

Forma si dimensiunile axiale ale danturii rotilor de lant

Nr crt

Denumirea

Simbol

Formula de calcul

Latimea dintelui

B1

B1 =0,91 a1min =0,91x7,95=7,23 mm

Latimea danturii

B2

B2= B1+2e=7,23+2x14,38=35,99 mm

Iesirea dintelui

f

f=0,1p1,15p->f=2 mm

Raza de iesire minima

R3min

R3min=p=12,7

Raza efectiva de racordare la obada rotii

R4ef

R4 =0,3 mm

Diametrul obadei rotii

D5

2.4 PROIECTAREA UNUI ANGRENAJ CILINDRIC EXTERIOR CU DINTI INCLINATI

Calculul de proiectare a unui angrenaj cilindric cu dinti inclinati are la baza metodologia de calcul cuprinsa in STAS 12268-84 si 12223-84 , particularizata conditiilor de functionare a angrenajelor din transmisiile mecanice uzuale.

2.4.1 Determinarea elementelor dimensiunale principale ale angrenjului cilindric exrerior cu dinti inclinati

In urma calculului de dimensionare al angrenajului se determina distanta intre axe a12 modulul normal al danturii mn unghiul de inclinare a danturii , numarul de dinti ai celor doua roti dintate z1 si z2 ce formeaza angrenajul si distanta de referinta dintre axe a012.

a)Distanta dintre axe – a12

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

amin12 = (1+u)

Aproximam amin12 cu 125.

- KH – factorul global al presiunii hertziene de contact:

- KH =100000…110000 MPa pentru danturi durificate (D>350HB):100000MPa

- KA =1,75 - factorul de utilizare;

- Mtp –momentul de torsiune pe arborele pinionului: =185,94 [Nmm];

d = b/d1 =0,5- raportul dintre latimea danturii si diametrul de divizare al pinionului;

- rezistenta la pitting (presiunea hertziana limita la oboseala), se adopta odata cu materialul din care se executa rotile dintate in [MPa];

- u – raportul numerelor de dinti: - u = i12 = iR =2,daca raportul de transmitere i12 ≥1 (angrenaj reductor, - i12 = iR – raportul de transmitere a angrenajului reductor);

- u = 1/i12 daca i12≤1 (angrenaj multiplicator).

In constructia reductoarelor de turatie, distanta dintre axe este standardizata prin STAS 6055-82, valorile distantelor dintre axe standardizate sunt date.Modul de adoptare a distantei standardizate este urmatorul: daca distanta dintre axe amin12 este cuprinsa intre doua valori consecutive standardizate ak STAS si ak+1 STAS, adica ak STAS ≤ amin12 ≤ ak+1 STAS,se adopta:

amin12= ak STAS daca ak STAS≤ amin12 <1,05 ak STAS ,

Alegem amin12 =aK STAS deoarece 100 100<105

b)Modulul normal al danturii rotilor dintate - mn

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

- KF =1,7– factorul global al tensiunii de la piciorul dintelui;

- KF=1,6…1,8 – pentru danturi durificate;

- amin12, Mtp, d, u – au valorile adoptate in calculul distantei dintre axe;

- amin12 - distanta dintre axe standardizata,calculate la punctul anterior;

F lim =220- rezistenta limita la rupere prin oboseala la piciorul dintelui.Se adopta odata cu materialul din care se fabrica rotile dintate in [MPa].

In constructia angrenajelor modulul danturii este standardizat prin STAS 822-82. Rationamentul de adoptare a modulului standardizat este urmatorul:

- daca mm se adopta modulul mn =1 mm, deoarece precizia este mai scazuta la rotile dintate care au modulul mic si diametrul relative mare;

- daca este cuprins intre doua valori consecutive standardizate mk STAS si mk+1 STAS, ambele mai mari de 1 mm, adica mk STAS≤ mn,min≤ mk+1 STAS se adopta:

mn = mk STAS daca mk STAS ≤ mn,min<1,05 mk+1 STAS,

mn = mk STAS deoarece

c) Stabilirea unui unghi de inclinare a dintilor rotilor dintate -

Unghiul de inclinare al dant rii rotilor dintate se recomanda din considerente tehnologice sa aiba o valoare intreaga masurata in grade.Pentru ca masinile de danturat sa nu se regleze pentru fiecare roata ce urmeaza a se dantura, se recomanda urmatoarele valori ale unghiului de inclinare :

- = 10° – la roti dintate cu danturi durificate superficial.

d) Calculul numarului de dinti ai rotilor dintate care formeaza angrenajul z1 si z2

Se determina mai intai din considerente geometrice si cinematice numarul probabil de dinti al piciorului : z1* = unde a12, mn, – au valorile adoptate la punctele a), b), si c).

Numarul de dinti z1 ai pinionului (rotii mici-conducatoare) se recomanda a se alege la valoarea intreaga cea mai apropiata sau imediat mai mica decat z1* si trebuie, totodata, sa indeplineasca conditia: conditie care este indeplinita;

Odata ales numarul de dinti z1 ai pinionului, se recalculeaza modulul normal al danturii cu relatia: mn =

e) Distanta de referinta intre axe – a012

Distanta de referinta intre axe (distanta dintre axe in cazul in care angrenajul ar fi nedeplasat) este:

a012 =

Intre distanta dintre axe standardizata a12 si distanta de referinta dintre axe a012 trebuie sa fie indeplinite conditiile:

a012≤ a12 (angrenaj deplasat plus)

≈ (0,1…1,3)mn.

Daca sunt indeplinite conditiile se poate modifica:

z2 – adaugand sau scazand un dinte la roata conjugata;

– unghiul de inclinare al danturii;

mn – modulul normal al danturii adoptand valoarea standardizata imediat superioara, dar recalculand numarul de dinti z1* si reluand calculul de la punctual d) si e) pentru noile valori adoptate.

Concluzii:

In urma calculului de predimensionare al angrenajului cilindric cu dinti inclinati se stabileste distanta dintre axe, modulul normal al danturii, unghiul de inclinare al danturii rotilor, numarul de dinti ai pinionului si respectiv al rotilor, distanta de referinta dintre axe (calculata cu minim 4 zecimale exacte).

Numarul de dinti z1 si z2 adoptat pentru pinion si roata trebuie astfel ales incat abaterea raportului de transmitere san u depaseasca abaterea admisibila.Pentru aceasta se calculeaza mai intai raportul de transmitere efectiv:

iR = i12ef =

Relatia de verificare a abaterii raportului de transmitere este:

unde : ∆ia = 3 - pentru reductoare cu o treapta de reducere;

∆ia =2,5 - pentru reductoare cu mai multe trepte de redducere.

2.4.2 Calculul geometric al angrenajului cilindric exterior cu dinti inclinati

Elementele geometrice ale angrenajului trebuie calculate cu o precizie suficient de mare (minim patru zecimale exacte).

a)Elementele cremalierei de referinta

Daca generarea danturii se face cu freza de melc, se obtin la dantura rotii elementele cremalierei de referinta care sunt standardizate prin STAS 821-82.

- h0a= mn ∙h0a* - inaltimea capului dintelui cremalierei de referinta;

- h0f = mn ∙h0f* - inaltimea piciorului dintelui cremalierei de referinta;

- h0 = h0a + h0f = mn(h0a*+ h0f*) - inaltimea dintelui cremalierei de referinta;

- c0 = mn ∙ c0* - jocul la piciorul dintelui cremalierei de referinta;

- p0 = ∙ mn – pasul cremalierei de referinta ;

- e0 = s0 = p0 ∕ 2 = RP ∕ 2 – grosimea globului = grosimea plinului cremalierei de referinta;

N-N – planul normal; T-T – planul frontal; A-A – planul axial;

n = 20°- unghiul profilului de referinta (unghiul de angrenare normal);

- h0a* = 1- coeficientul inaltimii capului de referinta;

- h0f* = 1.25 – coeficientul inaltimii piciorului de referinta;

- c0* = 0.25 – coeficientul jocului de referinta al piciorului dintelui;

Calculul coeficientilor deplasarilor specifice ale danturii xn1 si xn2:

Unghiul profilului danturii in plan frontal:

t = arctg

Unghiul de rostogolire frontal: wt = arccos

Suma deplasarilor specifice ale danturii rotilor in plan normal:

xsn =

:ev

Numarul de dinti ai rotilor echivalente zn1 si zn2: =

La alegerea coeficientului deplasarii specifice a danturii pinionului trebuie avut in vedere ca deplasarea specifica sa fie suficient de mare pentru a evita subtaierea danturii, dar totodata, nu prea mare, pentru a nu se produce ascutirea capului dintilor.Ca urmare a erorilor de citire se recomanda sa se determine din nomograma , cealalta deplasare specifica , rezultand cu ajutorul relatiei urmatoare:

unde:

c)Elementele geometrice ale angrenajului:

- Modulul frontal:

- Diamatrele de divizare d1 si d2: d1,2=

- Diametrele de baza db1 si db2 :

- Diametrele de rostogolire dw1 si dw2 :

- Diametrele de picior df1 si df2:

- Diametrele de cap da1 si da2 pot fi calculate fara asigurarea jocului la picior c0, cand se asigura un joc impus c0 la piciorul danturii:

da1,2 = d1,2 + 2mn(h0a* + xn1,2):

da1 = d1 + 2mn(h0a* + xn1) mm

da2 = d2 + 2mn(h0a* + xn2) mm

Observatie: Diametrele de cap da1 si da2 , exprimate in mm, se rotunjesc la valori cu doua zecimale exacte, aceasta fiind valoarea care poate fi obtinuta in mod obisnuit in urma strunjirii rotilor.

In cazul in care diametrele de cap da1 si da2 se calculeaza fara asigurarea jocului c0 de la piciorul danturii, se calculeaza jocul si se verifica sa nu fie mai mic de 0.1mn. Jocurile la picior sunt date de relatia:

mn ;

mn = 2,5

Daca aceste conditii nu sunt indeplinite, se procedeaza la scurtarea capului dintelui, astfel incat sa se asigure un joc minim admisibil cna = 0,1mn.In acest caz, diametrele de cap sunt: da1,2 = 2a12 – df2,1 – 2cna ;

- Inaltimea dintilor : h1,2 = (da1,2 – df1,2) ∕ 2;

- Unghiul de presiune la capul dintelui in plan frontal : at1,2 = arccos

- Arcul dintelui pe cercul de cap in plan frontal: sat1,2 =da1,2

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

sat1,2 ≥ 0,4 mt – pentru roti cu danturi durificate.

- Latimea rotilor b1 si b2 . Pentru compensarea erorilor de montaj axial latimea pinionului se adopta mai mare decat latimea danturii rotii conduse.Valorile se rotunjesc in mm:

b2 = d1 d ; b1 = b2 +(1….2)mn;

- Diametrele inceputului profilului evolventic d11 si d12 .Marimea cercurilor inceputului profilului evolventic este functie de procedeul tehnologic de executie a dantarii.In cele mai frecvente cazuri, dantura rotilor se executa cu freze melc care au profilul cremalierei generatoare, in consecinta relatia de calcul a diametrelor inceputului profilului evolventic are forma:

d11,2 = db1,2

Diametrele cercurilor inceputului profilului activ al flancurilor danturii rotilor dA1 = dB2 si dA2 = dE1 : dA1,2 =

Pentru a avea o angrenare corecta a celor doua roti dintate, adica pentru a evita interferenta danturii in procesul de angrenare este necesar sa fie indeplinite conditiile:dA1 ≥ d11 dA2 ≥d12 ;

Gradul de acoperire total: ,unde: - este gradul de acoperire al profilului in plan frontal:

– gradul de acoperire suplimentar datorat inclinarii dintilor:

Pentru a se asigura continuitatea procesului de angrenare a celor doua roti se recomanda:

≥ 1,1 pentru angrenaje executate in treptele de precizie 5,6,7;

≥ 1,3 pentru angrenaje mai putin precise din treptele 8,9,10,11.

Numarul minim de dinti ai pinionului zmin. Pentru evitarea interferentei la generarea danturii se recomanda ca z1 ≥ zmin (conditie care este indeplinita pentru roata condusa, deoarece roata condusa are mai multi dinti decat pinionul (roata conducatoare), unde:

zmin1,2 = =

=

d) Relatii de calcul pentru verificarea dimensionala a danturii rotilor dintate

Pe langa elementele geometrice calculate anterior mai trebuiesc determinate spre completare unele elemente geometrice, necesare controlului dimensional al danturii rotilor si anume:

lungimea (cota) peste “N” dinti – WNn , WNt ;

coarda de divizare a dintelui in plan normal –

inaltimea la coarda de divizare –

coarda constanta a dintelui in plan normal –

inaltimea la coarda constanta –

La dantura inclinata se pot ivi cazuri cand masura cotei WNn , nu poate fi efectuata din cauza ca una din suprafetele de masurare in plan normal nu poate realiza contactul cu flancul dintelui.Masurarea este limitata de latimea danturii rotii b care nu este suficient de mare. De aceea masurarea cotei WNn este conditionata de satisfacerea relatiei:

b1,2 ≥ WNn1,2 ∙ sin + 5mm.

Calculul lungimii (cotei) peste dinti se face la danturile exterioare, care au module mai mici de 8 mm, deoarece la danturi cu mn > 8 mm, valoare WNn rezulta atat de mare incat nu se poate masura cu un instrument obisnuit.

Metoda de masurare a corzii dintelui in plan normal se recomanda la masurarea danturilor cu deplasari specifice mari, la danturi cu modulul relative mare (mn > 8 mm) sau atunci cand nu poate fi masurata cota WNn , pentru ca nu este indeplinita conditia.

Lungimea (cota peste N dinti in plan normal - WNn1,2 ); la rotile dintate cu dinti inclinati, cota peste N se masoara in plan normal, deoarece masurarea in plan frontal este dificila.

unde:

N – reprezinta numarul de dinti peste care se masoara lungimea WNn si este dat de relatia:

Numarul de dinti N peste care se masoara lungimea WNn calculat cu relatia de mai sus se rotunjeste la valoarea intreaga cea mai apropiata.

Arcul dintelui pe cercul de divizare in plan normal - sn1,2 : sn1,2 = mn

Coarda de divizare a dintelui in plan normal –

Inaltimea la coarda de divizare –

Coarda constanta a dintelui in plan normal –

Inaltimea la coarda constanta

Deoarece precizia diametrului de cap influenteaza marimea inaltimii la coarda, la controlul danturii devine necesara masurarea prealabila a diametrului de cap si scaderea abaterii sale din dimensiunea teoretica de calcul a inaltimii la coarda.

2.4.3.Calculul fortelor din angrenajul cilindric cu dinti inclinati

Fortele nominale din angrenaj se determina din momentul de torsiune motor existent pe arborele pinionului Mtp. Forta normal ape dinte Fn aplicata la punctul de intersectie al liniei de angrenare cu cercul de divizare, se descompune intr-o forta tangentiala Fn , la cercul de divizare, o forta radiala Fr la acelasi cerc si o forta axiala Fa .



Intrucat pierderile de putere din angrenaj sunt mici(0,5….1,5 ), se neglijeaza influenta lor.In consecinta, fortele din angrenaj care actioneaza asupra celor doua roti sunt egale si de sens contrar.Se considera ca aceste forte nominale din angrenaj actioneaza pe cercurile de divizare ale celor doua roti.Se recomanda ca in calculul acestor forte sa se utilizeze momentul de torsiune de calcul al pinionului (Mtp ∙ KA).Daca fortele se calculeaza in acest mod, se va avea in vedere ca la verificarea danturii sa nu se mai introduca in relatiile de verificare, inca o data, factorul KA.

- Fortele tangentiale – Ft1,2: Ft1 = Ft2 = 2 Mtp ∕ d1;

- Fortele radiale – Fr1,2: Fr1 = Fr2 = Ft1

Fr1 = Fr2 = 3123,79 ∙ tg 20,28 = 1154,28 N;

- Fortele axiale - Fa1,2: Fa1 = Fa2 = Ft1 ∙tg

Fa1 = Fa2 = 3123,79∙ tg 10 = 550.80 N;

- Forta normal ape flancul dintelui – Fn1,2 :

Fn = Ft1 ∕ (cos n ∙ cos

N ;

2.4.4. Alegerea lubrifiantului si a sistemului de ungere a angrenajelor cilindrice cu dinti inclinati

Pentru stabilirea conditiilor de ungere, angrenajul cilindric cu dinti inclinati se echivaleaza, cu un angrenaj cilindric cu dinti drepti, cu roti echivalente.Alegerea lubrifiantului si a sistemului de ungere, necesare angrenajului cilindric cu dinti inclinati, se realizeaza in mod similar ca la angrenajele cilindrice cu dinti drepti.

Conditiile de alegere a lubrifiantului sunt impuse in primul rand de tipul angrenajului, de regimul cinematic si de incarcare.Pentru reductoarele cu doua trepte de reducere, regimul cinematic si de incarcare este determinat de treapta lenta, iar pentru cele cu trei sau mai multe trepte de ultimele trepte de reducere.

Pentru transmisiile deschise cu viteze periferice mai mici de 1m ∕ s se utilizeaza ca lubrifianti unsorile consistente de uz general (U70, U85, U100, STAS 562-86), iar pentru transmisii mari(masini pentru constructii,masini de ridicat) se folosesc unsori aditivate cu grafit (U100 + 15 grafit coloidal ).Unsorile pot fi utilizate pana la viteze periferice de 4 m ∕ s insa cu abundenta de lubrifiant. Pentru viteze periferice mai mari ale rotilor se recomanda uleiurile minerale aditivate sau neaditivate.Daca presiunea hertziana din polul angrenarii nu depaseste 750MPa sau daca raportul va ∕ vtw < 0.3 (va – viteza maxima de alunecare ; vtw – viteza tangentiala din polul angrenarii), se pot utiliza uleiuri minerale neaditivate.Daca nu se respecta aceasta conditie, se recomanda utilizarea uleiurilor minerale aditivate cu aditivi de extrema presiune(EP).

Vascozitatea cinematica a uleiului necesar ungerii angrenajelor cilindrice si conice, se determina in functie de parametrul filmului de ulei xu. xu = in care:

DF – duritatea cea mai mica a celor doua flancuri de contact, exprimata in unitati de duritate Vickers.

H – presiunea hertziana maxima in polul angrenarii [MPa],

vtw –viteza tangentiala din polul angrenarii: vtw =

In functie de parametrul filmului de ulei xu si de conditiile de functionare ale angrenajului, se stabileste vascozitatea necesara.

Sistemul de ungere (modalitate de alimentare cu lubrifiant a zonei de contact) trebuie sa asigure in timpul functionarii o pelicula continua de lubrifiant intre flancurile danturii.Posibilitatile de aducere a lubrifiantului in zona de contact sunt determinate de regimul cinematic si de geometria rotilor, precum si de caracteristicile lubrifiantului.

Ungerea prin imersiune(cufundare) este posibila pentru turatii inferioare turatiei limita nlim :

n ≤ nlim = 4

In care:

z – numarul de dinti ai rotii dintate imersate in ulei;

u – unghiul de “ungere”;

Rz1 , Rz2 – rugozitatea celor doua flancuri in contact;

tm – vascozitatea uleiului ales la temperature medie de functionare; se estimeaza temperature medie de functionare tm = 55…75°C; dependenta vascozitatii de temperatura, la uleiurile de transmisii, este de forma : lg[lg(vt + 0.6)]=A – B lg(273+t), in care:

t – vascozitatea cinematica in [cSt] la temperatura t[C];

A, B – constante ce depind de ulei.

Pentru uleiurile minerala de transmisii A = 8,71, iar constanta B se va determina din relatia de mai sus pentru fiecare ulei cunoscand v50 din tabelul de uleiuri la temperatura de 50°C.Roata introdusa in baia de ulei se cufunda corespunzator unui unghi optim u [radiani] pentru o racire si o ungere eficienta.

[rad];

in care: a – difuzivitatea termica a uleiului; pentru uleiurile minerale de transmisii a = 0,08 mm ∕ s.

Adancimea de imersare hm trebuie sa fie mai mare sau la limita egala cu inaltimea dintelui, unde da este diametrul de cap a rotii imersate in ulei.

hu =

La reductoarele in mai multe trepte este posibil ca respectand unghiul de imersare optim pentru unul din angrenaje, la altele san u ajunga la nici o roata in baie.In acest caz se recomanda pentru ungere cate o roata auxiliara din material plastic care se roteste liber pe arbore si angreneaza cu una din rotitele ce ar fi trebuit sa fie imersate in ulei.

In cazul turboangrenajelor la care nu mai este aplicabil sistemul de ungere prin cufundare ( n > nlim sau vtw > 10…15 m ∕ s), se realizeaza ungerea cu jet de ulei sau cu ceata de ulei.Debitul optim de ulei Qu min [litri ∕ min] se determina cu aproximatie astfel:

in care b2 – latimea danturii angrenajului [mm]; tm - vascozitatea cinematica la temperatura medie de functionare [cSt]; a – difuzivitatea termica a uleiului ( a ≈ 0,08 mm ∕ s).

Pentru formarea peliculei de ulei pe flancurile danturii angrenajului, este necesar ca jetul de ulei sa exercite o anumita presiune.Acesta se determina in functie de viteza periferica a rotilor.

Transmisiile mecanice cu roti dintate functionand la temperaturi de lucru ridicate, integrate in sisteme centralizate de ungere cu ceata de ulei, au nevoie pentru ungerea angrenajelor de o anumita “unitate de lubrificatie”:

UL = 4b2 (d1 + d2 ) =

Daca d2 >2d1 se considera d2 = 2d1 (d1, d2 – diametrele de divizare ale celor doua roti).In functie de aceasta unitate, se alege geometria duzei de alimentare cu ceata de ulei.Pozitia duzei trebuie sa fie la intrarea in angrenare la maximum 25 mm de cercul de cap al danturii.

2.4.5. Verificarea de rezistenta a danturii angrenajului cilindric cu dinti inclinati:

a.Verificarea la oboseala prin inconvoiere a piciorului dintelui:

Tensiunea de inconvoiere de la piciorul dintelui se determina cu relatia:

F1,2 unde:

In care: F1,2 – tensiunea de inconvoiere la oboseala la piciorul dintelui;

Ft1,2 – forta nominala tangentiala la cercul de divizare;

KA – factorul de utilizare;

KF – factorul repartitiei frontale a sarcinii;

KF – factorul de repartitie a sarcinii pe latimea danturii;

b1,2 – latimea danturii rotilor;

mn – modulul normal al danturii;

YF1,2 – factorul de forma al dintelui;

Y – factorul gradului de acoperire, Y ≥ 0,7; Y εα

factorul inclinarii:

FP1,2 – tensiunea admisibila la oboseala prin inconvoiere la piciorul dintelui;

F lim1,2 – rezistenta limita de rupere prin oboseala la piciorul dintelui;

sFP – factorul de siguranta la rupere prin oboseala la piciorul dintelui=1.25;

Yn1,2 – factorul numarului de cicluri de functionare=1;

Ys1,2 – factorul concentratorului de tensiuni din zona de racordare a piciorului dintelui;

Yx – factorul de dimensiune=1.

b. Verificarea solicitarii statice de inconvoiere a piciorului dintelui la incarcarea maxima:

Calculul urmareste evitarea deformatiilor plastice ale dintilor cu duritate mai mica de 350 HB respectiv ruperea fragila prin soc a danturilor durificate.

Tensiunea maxima de inconvoiere a piciorului dintelui este data de relatia :

σFst1,2 = in care:

KAmax – factorul de soc maxim. Este data de relatia: KA max =2;

Mtp – momentul de torsiune nominal pe arborele pinionului angrenajului: ;

σr rezistenta de rupere statica prin inconvoiere, σr ≈ (0.8…0.9)Rm ;=

sFPst – coeficientul de siguranta la solicitarea prin soc a piciorului dintelui, sFPst = 2.

c. Verificarea la presiune hertziana in cazul solicitarii la oboseala a flancurilor dintilor(verificare la pitting)

Tensiunea hertziana de contact de pe flancul dintilor aflati in angrenare se determina in punctul de tangenta al cercurilor de rostogolire (punctual C – polul angrenarii(rostogolirii)).

σH = unde:

in care:

ZM =189,8=> factorul de material;

ZH – factorul zonei de contact: ZH =

Z - factorul gradului de acoperire:

Z – factorul inclinarii dintilor: Z

Ft1,2 – forta tangentiala la cercul de divizare;

KH – factorul repartitiei frontale=>

KH – factorul repartitiei a sarcinii pe latimea danturii=> ;

b2 – latimea de contact a danturii;

d1 – diametrul cercului de divizare;

u – raportul numerelor de dinti;

HP1,2 – tensiunea hertziana admisibila la solicitarea de oboseala a flancurilor dintilor;

Hlim1,2 – rezistenta limita la oboseala superficiala de contact a flancurilor dintilor (rezistenta la pitting);

sHP – factor de siguranta la pitting=>sHP=1,15

ZR1,2 factorul rugozitatii flancurilor dintilor=>ZR1,2=1,1

ZW – factorul raportului duritatii flancurilor dintilor=>ZW=1

ZL – factorul influentei ungerii;

ZV – factorul influentei vitezei periferice a rotilor;

KHN1,2 – factorul numarului de cicluri de functionare=>

Factorul rugozitatii flancurilor dintilor ZR =1,1

Factorul raportului duritatii flancurilor danturii :ZW =1.

Factorul influentei ungerii asupra solicitarii la presiune hertziana de contact ZL:

ZL = unde

- daca σH lim< 850 MPa, se adopta σH lim = 850 MPa;

- daca σH lim> 1200 MPa, se adopta σH lim= 1200 MPa.

Factorul influentei vitezei periferice asupra solicitarii de contact Zv

- daca H lim < 850 MPa, se adopta H lim = 850 MPa;

- daca H lim> 1200 MPa, se adopta H lim= 1200 MPa.

.Verificarea la solicitarea statica de contact a flancurilor dintilor

Calculul are drept scop utilizarea deformatiilor plastice ale flancurilor dintilor sau evitarea distrugerii fragile a stratului durificat.

Presiunea hertziana statica a flancurilor dintilor la incarcarea maxima se determina tot in punctul de rostogolire C.

Hst , unde: KA max , KA au aceeasi semnificatie ca la punctul b.; HPst1,2 – presiunea hertziana statica admisibila a flancului dintelui;

Observatii:

Verificarile la solicitarile statice (punctul b. si d.) se recomanda a fi facute atunci angrenajul este integrat intr-o transmisie mecanica care functioneaza cu socuri mari (variatii bruste ale momentului de torsiune transmis), sau cand exista pericolul blocarii accidentale a transmisiei in timpul exploatarii.

In cazul in care dantura angrenajului nu verifica la una din cele patru solicitari se recomanda:

alegerea unui material cu proprietati fizico-mecanice mai bun;

aplicarea unor tratamente termice sau termochimice cat mai corecte;

majorarea latimii danturii rotilor b1,2 ;

modificarea unor parametrii geometrici si functionali ai danturii rotilor dintate ce formeaza angrenajul, astfel incat o serie de factor ice intervin in relatiile tensiunilor efective sa aibe valori minime;

majorarea elementelor geometrice ale angrenajului (a1,2 , mn ) cu recalcularea tuturor elementelor geometrice si functionale ale rotilor dintate (redimensionarea angrenajului).

In cazul in care tensiunile efective calculate cu ajutorul relatiilor de verificare de la punctul a. si c. sunt mult inferioare tensiunilor admisibile (angrenajul este supradimensionat) se recomanda :

schimbarea materialelor sau a tratamentelor astfel incat tensiunile admisibile sa nu depaseasca cu mai mult de 20-60% tensiunile effective;

reducerea latimii danturii rotilor dintate b1,2 ;

reducerea elementelor geometrice ale angrenajului (a1,2 , mn ) cu recalcularea elementelor geometrice si functionale ale rotilor dintate.

2.4.6. Elemente privind constructia rotilor dintate cilindrice:

Forma constructive a rotilor dintate cilindrice cu dinti inclinati este identica cu cea a rotilor dintate cilindrice cu dinti drepti.

Transmisia prin curea trapezoidala

Transmisia prin curea dintata

Transmisia prin lant

Frecventa

9,41< 80Hz

1450<2550

Viteza

7,53<50

4,87<40

7,62<7

Forta de apasare

1909,68N

2100N

2723,01N

Diametrul

127≈128(STAS)

In urma acestei analize tabelate, am ajuns la concluzia ca transmisia optima este transmisia prin curea trapezoidala.

2.5 PROIECTAREA ARBORILOR SI A COMPONENTELOR DE REZEMARE

a)Predimensionarea arborilor si alegerea capetelor de arbori

Arborii sunt solicitati in principal la torsiune(prin intermediul lor se transmit momente de torsiune de la o roata la alta, sau de la o roata la o semicupla de cuplaj) si inconvoiere, ca urmare a fortelor introduce de angrenaje si de transmisiile prin element intermediary.

Materialele recomandate in constructia arborilor sunt:otelurile carbon de uz general OL 42, OL 50, OL 60 STAS 500/2-80, oteluri carbon de calitate OLC 25, OLC 35, OLC 45, STAS 880-80,otelurile aliate pentru piese tratate termic sau termochimic 13 CrNi 30, 15 Cr 08, 18 Mo Cr 10 STAS 791-88. De obicei, in cazul pinioanelor (rotile conducatoare) arborii se confectioneaza din acelasi material cu acestea, pinionul fiind dintr-o bucata cu arborele. Intr-o astfel de situatie, materialul arborelui este impus implicit de cel folosit pentru angrenaj.

In faza de predimensionare momentele de inconvoiere nu pot fi determinate, intrucat nu se cunoaste pozitia fortelor fata de reazeme si nici valorile acestora. Intr-o astfel de situatie, predimensionarea arborilor se face la torsiune, singurul element cunoscut fiind momentul de torsiune Mt . In acest caz, se admit valori reduse ale tensiunilor admisibile de torsiune, MPa, ca urmare a faptului ca arborele este solicitat si la inconvoiere:

Capetele de arbor ice fac legatura intre diferitele elemente ale transmisiei mecanice sau intre transmisie si motorul de actionare, respective masina de lucru, sunt standardizate, conform STAS 8724/3-74. Alegerea lor se va face in functie de momentul de torsiune de calcul, capabil sa-l transmita arborele.

b) Alegerea rulmentilor, elementelor de etansare si stabilirea preliminara a formei constructive a arborilor

Desi rulmentii se fabrica intr-o mare varietate de tipuri constructive, numai rareori caracteristicile unui anumit tip satisfac complet cerintele functionale ale unei transmisii, astfel incat alegerea tipului de rulment este o problema complexa pentru proiectant(un compromise intre cerintele functionale considerate de importanta majora).Avantajele lagarelor cu rostogolire-cu rulmenti (prêt de fabricatie scazut, pierderi prin frecare reduse, randament ridicat, ungere simpla, gabarit axial mai mic etc.)fac ca acestea sa fie frecvent utilizate in constructia reductoarelor de turatie si, in general, in constructia de masini.

In functie de natura, marimea si directia fortelor introduce de elementele asamblate pe arbori(rotile angrenajelor,elementele flexibile etc.), de turatia de functionare, de deformatiile si dilatarile axiale ale arborilor, posibilitatile de montare si demontare cat mai usoara, de ungerea rulmentilor, de clasa de utilizare a rulmentilor etc.,

cand pe arbore actioneaza numai forte radiale se recomanda alegerea rulmentilor radiali cu bile sau cu role cilindrice;

cand pe arbore actioneaza forte radiale mari si forte axiale mici, se recomanda rulmenti radiali cu bile cu cale de rulare adanca sau rulmenti radiali axiali cu bile pe un rand;

- cand pe arbore actioneaza forte radiale si forte axiale mari, se recomanda rulmenti radiali-axiali cu role conice sau rulmenti oscilanti cu role butoi;

- daca turatia arborelui este relative scazuta (arbore de iesire al reductorului), pot fi utilizati rulmenti radiali cu bile,seria 6200.

Ca marime, rulmentul se alege in functie de diametrul fusului arborelui(diametrularborelui din zona in care se fixeaza rulmentii pe arbore) si de conditiile functionale (de incarcare,de turatia arborelui)pe care se asambleaza.Diametrul fusului se alege constructiv in functie de diametrul capatului de arbore si trebuie sa fie divizibil cu 5 pentru diameter mai 20 mm, cu valoarea exprimata in mm:

mm.

Desi rulmentii necesari rezemarii arborilor unei transmisii mecanice nu sunt solicitati la aceeasi sarcina(reactiunile nu sunt de regula egale), se recomanada din considerente de interschimbabilitate de cele mai multe ori alegerea aceluiasi rulment ca tip si marime pentru cele doua reazeme.Se recomanda alegerea rulmentilor din clasa 1 de utilizare si seria de latimi 2 sau 3, intrucat in etapa de verificare a rulmentilor se poate trece la seria 1 sau 4, in functie de durabilitatea ceruta, fara a face modificari importante in desenul de ansamblu.

Montajul rulmentilor.Solutia de montaj a rulmentilor pe arbori trebuie sa permita preluarea sarcinilor radiale si axiale, precum si reglajul pozitiei lor fata de carcasa.Cele doua lagare cu rostogolire, pe care se afla sprijinit un arbore se proiecteaza ca un singur subansamblu capabil a prelua, in conditiile impuse de durabilitate si precizie, fortele cu care este incarcat arborele.

Exista trei variante constructive de montaj a rulmentilor pe arbore si in carcasa.

Rulmentii radiali cu bilece preiau numai sarcini radiale se pot monta “flotant” pe arbore.Se fixeaza axial numai pe o singura parte inelele interioare ale rulmentilor – spre interior, se realizeaza cu ajutorul salturilor de diameter ale arborelui, iar inelele exterioare ale rulmentilor se fixeaza tot pe o singura parte – spre exterior, se realizeaza de regula cu ajutorul capacelor.Forta axiala este preluata in acest caz de rulmentul catre care este indreptata.

Rulmentii radiali cu bile, ce preiau sarcini radiale si axiale, se pot monta in sistemul”rulment conducator”(ambele inele ale rulmentului se fixeaza axial) si “rulment liber”(se fixeaza axial atat la interior, cat si la exterior, fie inelul interior, fie inelul exterior al rulmentului – de obicei cel interior – pe arbore).In aceasta varianta se realizeaza o incarcare mai uniforma a celor doi rulmenti, rezultand totodata o durabilitate apropiata ca valoare pentru acestia, deoarece rulmentul conducator devine acela care preia forta radiala(reactiunea din reazem)cea mai mica si intreaga forta axiala, iar rulmentul liber va prelua numai forta radiala cea mare(reactiunea cea mai mare din reazem).Solutia constructive este mai complicate.Se recomanda aceasta solutie, in special la arborii lungi.Este mai complicate din punct de vedere tehnologic si constructive,necesitand prelucrari si elemente de asamblare suplimentare.

Pentru arbori scurti, chiar daca exista si sarcini axiale, solutia cel mai frecvent utilizata in constructia reductoarelor de turatie este aceea cu rulmenti “flotanti”.Aceasta solutie de montaj este simpla, dar prezinta dezavantajul unei incarcari neuniforme a celor doi rulmenti,spre deosebire de prima varianta.

Rulmentii radiali-axiali cu bile sau cu role conice, se monteaza intodeauna perechi cu o oarecare pretensionare axiala.Daca pretensionarea axiala este prea mare exista pericolul de blocare (gripare ) a rulmentilor.Daca nu exista pretensionare axiala, roata, impreuna cu arborele, are joc axial si radial si in functionare poate refula.Rezulta de aici un montaj mult mai pretentious pentru rulmentii radiali-axiali.Rulmentii radiali-axiali se monteaza in doua variante si anume:

pentru arborii cu fortele situate intre reazeme se recomanda montajul in “X”;

pentru arborii cu fortele in consola (in afara reazemelor) se recomanda

montajul in “O”.

Se mentioneaza ca intodeauna fortele radiale care actioneaza in rulmentii radiali – axiali dau nastere unor forte axiale dau nastere unor forte axiale proprii, care solicita suplimentar rulmentii.Aceste forte apar indifferent daca rulmentul preia sau nu o alta forta axiala situate pe arbore.

c) Alegerea sistemului de etansare

Etansarea lagarelor cu rostogolire are in vedere asigurarea unei durate de functionare normala a rulmentilor prin mentinerea lubrifiantului(ulei sau unsoare) in zona de ungere, cat si prin evitarea patrunderii din exteriorul carcasei a impuritatilor si umiditatii.

Solutia aleasa pentru etansare este conditionata de:lubrifiant, conditiile de mediu,viteza periferica a arborelui si temperature de lucru.

Pentru etansarea subansamblului arbore redactor se recomanda utilizarea etansarilor cu contact, in urmatoarele solutii constructive:

inele “O”, pentru asigurarea etanseitatii intre capace si carcasa;

mansete de rotatie(simmeringuri), cu o buza sau cu doua, pentru asigurarea etanseitatii intre arbore si capac(solutie cel mai frecvent utilizata si poate fi folosita numai in situatii nepretentioase).

Daca etansarea are ca scop sa nu permita patrunderea impuritatilor in interiorul carcasei, se recomanda mansete de rotatie cu doua buze de etansare.Etansarea cu mansete de rotatie se realizeaza prin apasarea exercitata pe suprafata arborelui prin arc, deoarece mansetele de rotatie fac parte din categoria etansarilor de protectie profilate si au in compunere elemente din cauciuc ce imbraca o armature metalica si un arc elicoidal sub forma de toroidala ce ajuta la strangerea mansetei pe arbore.Mansetele de rotatie au forma si dimensiunile standardizate, pentru proiectare se impune alegerea lor.Alegerea se face in functie de diametrul fusului si marimea locasului din capace sau carcasa.Dimensiunile mansetelor de rotatie si a locasurilor de montare a lor sunt indicate.

Diametrul arborelui pe care lucreaza manseta de rotatie det (det este echivalent lui dr ) se stabileste in functie de diametrul fusului dr , ce poate coincide, sau se pot allege valori mai mici dupa relatia:

Se aleg dimensiunile de legatura ale mansetei de rotatie( Det , het), tolerantele si abaterile.La executia arborelui, zona pe care lucreaza manseta de rotatie trebuie durificata superficial la 50…60 HRC si rectificata la Ra=0,4…0,8

Pentru asigurarea etansarii uleiului, aflat in interiorul reductorului, buza de etansare va fi indreptata catre interiorul carcasei, eventuala suprapresiune create in timpul functionarii, ca urmare a cresterii temperaturii, va forta buza de etansare a mansetei de rotatie, asigurand o etanseitate si mai buna.Pentru marirea eficientei etansarii, in situatiile in care se cere in mod deosebit acest lucru, se recomanda mansete de tip B, la care intre buza de etansare sic ea auxiliara se introduce unsoare consistenta, care creeaza un guler suplimentar.

In cazul reductoarelor de turatie, care functioneaza in conditii speciale sau severe de lucru, pot fi utilizate etansarile fara contact cu canaluri circulare sau cu labirint.

d) Stabilirea formei constructive a arborelui

Forma constructive a arborelui se stabileste in functie de diametrul capatului de arbore si geometria elementelor de masini ce se asambleaza pe el(rulmenti,roti dintate, roti de curea(lant), mansete de rotatie, flanse, semicuple etc.)

Pentru pozitionarea axiala a diferitelor elemente pe arbore se recomanda valorile salturilor de diameter iar pentru fixarea axiala a rotilor dintate, a rulmentilor, a rotilor de curea, sau de lant, geometria saltului de diametru se ia din STAS.

La rulmenti se considera ca reactiunile sunt aplicate in centrele de presiune ale rulmentilor, care sunt la jumatate latimii B pentru rulmentii radiali cu bile, iar pentru rulmentii radiali-axiali, pozitia centrelor de presiune este data de cota a .

e) Alegerea si verificarea asamblarilor dintre arbore si elementele asamblate pe arbore

Asamblarea rotilor dintate a rotilor de curea si de lant pe arborii transmisiei mecanice se realizeaza de regula prin intermediul penelor paralele, al canelurilor sau al strangerii proprii(asamblari presate).Se pot folosi, de asemenea, pentru capete de arbori asamblarea pe con, la care, pentru siguranta, se utilizeaza pana disc.Daca diametrul de picior dr al rotilor dintate este relativ mic dR (dR - diametrul arborelui in sectiunea de montare a rotii dintate), atunci roata dintata respectiva se executa dintr-o bucata cu arborele, eliminandu-se astfel asamblarea arbore – butuc.

Geometria penelor si canelurilor este standardizata si se alege in functie de diametrul arborelui din sectiunea de montaj(dca , dR etc.) si de latimea butucului rotii dintate, de curea sau de lant LB ce se monteaza pe arborele respectiv.

Cele mai utilizate elemente de asamblare arbore – butuc, in transmisiile mecanice, sunt penele paralele.

Odata alese penele paralele in functie de diametrul arborelui dca , dR etc. si de latimea butucului LB , respective lungimea capatului de arbore Lc , se face verificarea acestora.Verificarea penelor paralele consta in determinarea tensiunilor efective de strivire si de forfecare si compararea acestora cu eforturile admisibile

in care:

b=8; h=7; l=18.90; c=0,40..0,25

f=70 mm; a=40 mm; b=40 mm

  • Mt momentul de torsiune nominal transmis de arborele respective, in Nmm;
  • h,b – dimensiunile sectiunii penei paralele(STAS 1004-81);
  • lc – lungimea de contact a penei cu butucul, depinde de forma penei:

- lc = 1-b pentru pene paralele forma A(cu capete rotunjite);

- lc = 1 pentru pene paralele forma B (cu capete drepte);

- lc = 1-b/2 pentru pene paralele forma C( cu un singur capat rotunjit).

De mentionat ca lungimea penei 1 se adopta din STAS 1004-81, astfel incat: 1≤ LB . Se recomanda ca intr-o prima alegere sa se foloseasca pene cu capete rotunjite, forma A. Daca o astfel de pana nu verifica la una din solicitari se va adopta pana cu capete drepte,forma B.

f) Stabilirea distantei dintre reazeme, calculul reactiunilor si trasarea diagramelor de momente

Pentru determinarea reactiunilor si pentru construirea diagramei de momente este necesara cunoasterea distantei dintre reazeme, precum si pozitia rotilor dintate, a rotilor de curea, de lant, a cuplajelor fata de reazeme.In cazul reductoarelor cilindrice intr-o treapta, distanta dintre reazeme se recomanda la valori de : 1

  • LB    – latimea butucului rotii dintate care poate fie gala cu latimea danturii rotii dintate pentru roti late sau LB =(0.8…1.5) dR ;
  • x = 5….10 mm – luftul dintre butucul rotilor dintate si peretele interior al carcasei reductorului;
  • dR – diametrul arborelui in sectiune de montaj a rotii;
  • B – latimea rulmentului radial.

Valorile recomandate pentru latimea carcasei subansamblului arbore redactor sau reductorului de turatie in zona de montaj a rulmentilor w si pentru distanta minima dintre roata de curea(lant) si reazem f .

Observatii:

Distanta dintre reazeme poate fi masurata pe desenul de subansamblu arbore reductor;

Distanta dintre reactiuni se considera ca fiind distanta masurata intre mijloacele celor doi rulmenti, pentru rulmenti radiali.Pentru rulmentii radiali – axiali, reactiunile se considera ca actioneaza in centrele de presiune ale rulmentilor, care sunt precizate prin cota a a rulmentului.

Cunoscand marimile fortelor introduce pe arbore de rotile dintate, rotile de curea sau de lant si pozitia acestora fata de reazeme, se determina reactiunile.Pentru calculul reactiunilor se descompun fortele in doua plane: plan orizontal x-x si, respectiv, vertical y-y.

Angrenajul introduce asupra arborelui fortele :radiala Fr , axiala Fa , tangentiala Ft .

Reactiunile din reazeme se determina din ecuatiile de echilibru a momentelor de inconvoiere, scrise fata de punctele de reazeme considerate.

De exemplu:

si

Odata calculate reactiunile in cele doua plane, se traseaza diagramele de momente de inconvoiere in planul x – x si in planul y – y, precum si diagrama momentului de torsiune. Dupa trasarea diagramelor de momente de inconvoiere si de torsiune se stabilesc sectiunile cu tensiuni maxime, in vederea verificarii la solicitare compusa si oboseala.In conditii de functionare deosebite, se impune verificarea arborilor si la deformatii flexionale si torsionale, atunci cand buna functionare conditioneaza limite, in acest sens.

=1315,95 N

g) Verificarea rulmentilor

Cauza principala a scoaterii din uz a rulmentilor se datoreaza aparitiei pittingului(oboselii superficiale)pe caile de rulare ale inelelor, respectiv ale corpurilor de rostogolire.

Calculul de verificare al rulmentilor consta in stabilirea duratei de functionare Lh , care trebuie sa fie mai mare decat o durata admisibila Lha , care pentru reductoare de turatie de uz general este recomandata la valori de 12.000…15.000 ore, iar pentru masini agricole de 8000…12.000 ore.

Verificarea rulmentilor presupune parcurgerea urmatoarelor etape:

stabilirea solutiei de montaj a rulmentilor;

stabilirea fortelor radiale si axiale preluate de fiecare rulment;

stabilirea fortei echivalente preluate de fiecare rulment;

determinarea durabilitatii;

stabilirea sistemului de etansare si a lubrifiantului pentru ungerea rulmentilor.

Cunoscand reactiunile radiale si axiale din lagare, precum si sistemul de montaj al rulmentilor si caracteristicile acestora (usual, cei doi rulmenti de pe arbore sunt identici), se calculeaza sarcina dinamica echivalenta, preluata de fiecare rulment de pe arbore:

P = XR + Y Fa ,

Unde:X,Y – coeficientii fortei radiale, respectiv axiale. X, Y sunt dependenti de tipul si marimea rulmentului, precum si de marimea fortelor radiale si axiale preluate de rulment.

h) Verificarea, definitivarea constructiva a arborilor si alegerea ajustajelor

Verificarea completa a arborilor consta din determinarea tensiunii echivalente maxime si compararea acesteia cu tensiunea admisibila; calculul coeficientului de siguranta la solicitari variabile; calculul rigiditatii si deformatiilor(sageata maxima, inclinarea arborelui in reazeme si compararea acestora cu valorile admisibile, impuse de o buna functionare a transmisiei) si calculul turatiei critice si compararea acesteia cu turatia de regim de functionare(comportarea la vibratii). Uzual verificarea arborilor se face la solicitare compusa si la oboseala :

Verificarea la solicitare compusa:

Verificarea la solicitare compusa consta in determinarea tensiunii echivalente maxime, in sectiunile periculoase ale arborilor:

σech x – x = in care:

σech x-x – tensiunea echivalenta in sectiune x-x;

  • Wix-x – modulul de rezistenta la inconvoiere al sectiunii x-x a arborelui cu moment de inconvoiere Mix-x;
  • ai III rezistenta admisibila la inconvoiere pentru ciclul alternant simetric;
  • Mie x-x    - momentul de inconvoiere echivalent din sectiunea x – x si

Mie x-x =

cu Mix x-x – momentul de inconvoiere din planul x in sectiunea x-x, Miy x-x – momentul de inconvoiere din planul y in sectiunea x – x.

Tinand seama de variatia momentelor de torsiune si de inconvoiere, in diverse sectiuni ale arborilor, precum si variatia acestora in timp, se calculeaza momentul echivalent in sectiunile considerate periculoase.Se recomanda sa se verifice sectiunea arborelui, in care momentul de inconvoiere echivalent este maxim sau acolo unde sectiunea este slabita de salturile de diametru sau de alti concentratori de tensiune(canale de pana, caneluri, gauri, filete, dantura pinionului).

Momentul de inconvoiere echivalent se determina in functie de momentul de inconvoiere si de momentul de torsiune de pe arbore in sectiunea x – x.

Mie = unde:

  • – coeficientul ce ia in consideratie faptul ca momentul de inconvoiere actioneaza dupa ciclul alternant simetric iar momentul de torsiune actioneaza, de obicei, dupa ciclul pulsator.

Verificarile la solicitari compuse se fac in sectiunile in care momentele au valori maxime sau acolo unde apar reduceri ale sectiunii arborilor(salturi de diametre).

Verificarea la solicitari variabile(oboseala)

Consta in determinarea coeficientului de siguranta global la solicitari variabile se face pentru sectiunile arborelui, ce prezinta concentratori de tensiune(canale de pana, caneluri, salturi de diametre, orificii practicate in arbore, zone filetate, dantura pinionului).

Coeficientul de siguranta global este: c = in care:

  • cσ, cτ – coeficientul de siguranta la solicitarea de inconvoiere, respectiv torsiune;
  • ca – coeficientul de siguranta admisibil;

ca = 1,3…1,5 pentru conditii de functionare si solicitari bine cunoscute;

ca = 1,5…2,5 pentru arbori care functioneaza in transmisii de importanta deosebita.

unde :

coeficientii concentratorului de tensiune, depend de tipul si forma concentratorului, precum si de natura solicitarii;

coeficientii dimensionali;

coeficient de calitate a suprafetei;

amplitudinea ciclului de solicitare a tensiunii de inconvoiere, respectiv de torsiune, din sectiunea x-x:

si , cu:

tensiunile maxime, respectiv minime ce apar in aceeasi sectiune x-x, ca urmare a variatiei in timp a momentelor de inconvoiere si torsiune;

medii ale ciclului de solicitare a tensiunilor;

si

tensiunile la oboseala pentru ciclul alternant simetric(ciclul III);

2.6. PROIECTAREA CUPLAJELOR PERMANENTE

Alegerea cuplajului optim unei transimisii mecanice impune precizarea unor date initiale de proiectare si anume:

  • momentul de torsiune care trebuie transmis de cuplaj, variatia acestuia in functionare si, in special, valorile maxime estimate;
  • pozitia relativa a arborilor, atat in timpul montajului, cat si in timpul functionarii;
  • caracteristicile mecanice si functionale ale celor doua parti ale transmisiei, legate prin cuplaj: momentele de inertie reduse la arborele cuplajului; modul de variatie al vitezei unghiulare a celor doi arbori;
  • conditiile de functionare, mediul ambient, durata de functionare;
  • posibilitatile de asamblare a cuplajului pe arborii transmisiei: prin pene paralele, caneluri, stifturi longitudinale sau transversale;
  • caracterul legaturii permanente sau intermitente, realizate de cuplaj;
  • conditii dimensionale si de gabarit maxim admis pentru cuplaj.

Din multitudinea solutiilor constructive, care sa satisfaca una sau mai multe din functiile principale ale cuplajelor(transmitere de miscare si moment, comanda, limitare de sarcina, amortizare a vibratiilor si a socurilor, compensari ale erorilor de pozitie ale capetelor de arbori, limitare de turatie si sens), aceasta lucrare se refera la cuplajul cu flanse(STAS 769-73) .

CUPLAJUL CU FLANSE(STAS 769-73)

Cuplajele cu flanse sunt cuplaje permanente, fixe, care nu pot compensa abateri de pozitie ale capetelor de arbori si se executa in doua variante constructive:

tipul CFO – pentru cuplarea directa a capetelor de arbori orizontali;

tipul CFV – pentru cuplarea directa a arborilor verticali.

Momentul de torsiune se transmite prin intermediul suruburilor de pasuire, cu ajutorul carora se realizeaza asamblarea semicuplelor cuplajului.

Marimea cuplajului se allege in functie de momentul de torsiune de calcul Mtc , luand in consideratie regimul de lucru al masinii antrenate si al celei motoare, prin intermediul unui coeficient de serviciu(suprasarcina ) cs, corelat cu diametrul capatului de arbore.Momentul de torsiune de calcul trebuie sa fie mai mic sau egal decat momentul de torsiune indicat in STAS. Din aceasta conditie rezulta marimea cuplajului.

in care:

  • Mtc – momentul de torsiune de calcul;
  • Mt – momentul de torsiune nominal transmis prin arborele respectiv;
  • cs - coeficientul de serviciu.

Notarea unui cuplaj cu flanse cuprinde:

a)      denumirea cuplajului si simbolul tipului de cuplaj( CFO sau CFV);

b)      marimea cuplajului urmata de o linie orizontala (in cazul utilizarii unor semicuple de marimi diferite, notarea va cuprinde ambele marimi de semicuplaj, inscrise in ordine crescatoare si despartite printr-o linie oblica);

c)      diametrele nominale ale capetelor de arbore cuplate(pentru arbori de diameter diferite, se inscriu ambele valori despartite printr-o linie oblica), daca capetele de arbore au aceeasi valoare se va trece o singura valoare a diametrului;

d)      numarul standardului(STAS 769-73).

Exemplu de notare a unui cuplaj cu flanse pentru cuplarea directa a arborilor verticali, marimea 8, cu diametrul nominal al capetelor de arbori de 45 mm este:

Cuplaj cfv 8-45 stas 769-73

Notarea:Cuplaj CFO 4/5 – 28/32 STAS 769-73 reprezinta simbolul unui cuplaj orizontal cu semicupla de marimea 4 si cealalta de marimea 5, capetele de arbori cuplate avand diametrele de 28 mm, respectiv 32 m.

Se recomanda, desi standardul nu prevede, verificarea elementelor de legatura ale cuplajului in timpul functionarii:verificarea suruburilor de pasuire la forfecare si la strivire.

Momentul de torsiune se transmite de la o semicupla la alta, prin intermediul suruburilor, care sunt montate fara joc.Forta tangentiala pe un surub F1 se determina in functie de momentul de torsiune de calcul, de diametrul de montaj al suruburilor si de numarul de suruburi, care asambleaza semicuplele.Tija surubului este in acest caz solicitata la forfecare si la strivire.

Tensiunea de forfecare a suruburilor este data de relatia:

MPa

pentru conditiile normale de functionare si utilizare, in care:

  • F1 – forta tangential ape un surub;

F1 = 2 Mtc / D1 ∙is =1135,74N

  • Mtc - momentul de torsiune de calcul transmis prin intermediul cuplajului;
  • D1 – diametrul de montaj al suruburilor;
  • is – numarul de suruburi;
  • d2 – diametrul tijei surubului de pasuire este egal cu diametrul alezajului din semicupla.

Verificarea surubutilor (tijei surubului)la strivire se realizeaza pe suprafata cea mai mica cu lungimea de contact minima.

MPa

unde:

lungimea minima de contact a tijei surubului cu o semicupla;se poate considera

latimea semicuplei in zona de montaj a suruburilor.

Daca se respecta conditiile, atunci se considera ca toate elementele geometrice ale cuplajului corespund conditiilor reale de functionare si, deci, marimea de cuplaj aleasa este corecta.



loading...







Politica de confidentialitate

DISTRIBUIE DOCUMENTUL

Comentarii


Vizualizari: 1658
Importanta: rank

Comenteaza documentul:

Te rugam sa te autentifici sau sa iti faci cont pentru a putea comenta

Creaza cont nou

Termeni si conditii de utilizare | Contact
© SCRIGROUP 2020 . All rights reserved

Distribuie URL

Adauga cod HTML in site