Scrigroup - Documente si articole

Username / Parola inexistente      

Home Documente Upload Resurse Alte limbi doc  

CATEGORII DOCUMENTE





AeronauticaComunicatiiElectronica electricitateMerceologieTehnica mecanica


TRANSMISIA MECANICA

Tehnica mecanica

+ Font mai mare | - Font mai mic







DOCUMENTE SIMILARE

Trimite pe Messenger
Mecanismul vatala cu biela manivela de tip neaxial
Descrierea si functionarea sistemelor hidraulice
Sudura cu dioxid de carbon
Roboti Industriali - Clasificarea robotilor industriali conform I.S.O.
POMPE CENTRIFUGE - Constructia pompelor centrifuge
Reprezentarea in vedere si in sectiune - Fisa de evaluare speciala-deficiente motrice
Aparate electrice de medie si inalta tensiune - Separatoare de sarcina, Intreruptoare automate
Dinamica rigidului - cu axa fixa, cu un punct fix
Procesului tehnologic de prelucrare mecanica pentru un arbore cu came
PREZENTAREA GENERALA SI A CARATERISTICILOR TEHNICE ALE AUTOVEHICULULUI

CAPITOLUL 1:CARACTERIZAREA TRANSMISIEI MECANICE

In fig. 1 este prezentata varianta constructiva a transmisiei mecanice cu roti dintate conice:



Elementele componente ale angrenajului conic:

ME- motor electric

TCT- transmisie prin curele trapezoidale

R- reductorul cu roti dintate conice

CE- cuplaj elastic

z1, z2- roti dintate conice

Tranmisia prin roti dintate, denumita si angrenaj, este mecanica si formata din doua sau mai multe roti dintate aflate in angrenare. Angrenajul asigura, datorita danturii rotilor, o transmitere prin forma si cu raport de transmitere constant a miscarii de rotatie si a momentului de torsiune intre doi arbori necoaxiali.

Angrenajele sunt cele mai folosite transmisii mecanice datorita avantajelor pe care le prezinta: siguranta si durabilitate mare, randament ridicat, gabarit redus. Ca dezavantaje se pot retine urmatoarele: tehnologii complicate, cost mare, zgomot si vibratii la functionare.

Majoritatea transmisiilor mecanice sunt utilizate ca reducatoare de turatie (turatia la intrare fiind mai mare decat cea a arborelui la iesire al transmisiei), uneori se folosesc inversoarele de sens ale turatiei (vitezei unghiulare), precum si multiplicatoarele de turatie (turbomasini).

Procesul de lucru al masinii sau utilajului are in vedere viteza unghiulara ca marime si sens; moment de torsiune ca marime si sens; conditiile de mediu; regimul de functionare.Pentru masinile si utilajele cu functionare la turatie constanta, sunt recomandate transmisiile cu raport de transmitere constant, actionate de motoare cu turatuie constanta.

Pentru puterile transmise mici, pana la 10 KW, care au functionare intermitenta sau continua si pentru puterile medii, intre 10 si 100 KW, care au o functionare intermitenta, se recomanda transmisii cu gabarite mici.

Pentru puteri mari, de peste 100 KW, in orice regim de functionare se recomanda transmisii cu un randament cat mai ridicat (0.9…0.98) astfel incat pierderile de putere sa fie cat mai mici. Se obtin astfel cheltuieli de exploatare reduse.

In fig. 2 si 3 sunt prezentate schemele cinematice ale unui reductor cu roti dintate conice si ale unei transmisii cu curele :

Angrenajele conice sunt realizate din 2 roti dintate conice si servesc la transmiterea momentelor de torsiune si a miscarilor de rotatie intre 2 arbori cu axele concurente in plan.

In procesul angrenarii, fiecarei roti conice ii corespunde ca suprafata de rostogolire cate un con de rostogolire care sunt tangente de-a lungul axei instantanee de rotatie, care este generatoarea comuna, acestea ruland fara alunecare unul pe celalalt.

Transmisia prin curea este folosita pentru transmiterea miscarii de rotatie si puterii intre un arbore motor si unul sau mai multi arbori antrenati, necoaxiali. Aceasta transmisie are cel putin doua roti de curea (fig.3) pe care se infasoara cureaua- elementul elastic- montata cu pretensionare. Transmisia functioneaza prin frecarea dintre curea si rotile de curea.

La transmisiile prin curele trapezoidale fetele de lucru ale curelei sunt flancurile laterale, asigurand prin pozitie o capacitate portanta superioara si o incarcare pe arbore mai mica.

Cureaua trapezoidala cupride in sectiune straturi de tesatura de bumbac sau snururi din fire de cord; ca elemente de rezistentainvelite intr-o masa de cauciuc sintetic, avand la exterior o tesatura cauciucata cu rol de protectie si rezistenta la uzura.

Rotile pentru curele trapezoidale pot fi executate prin turnare din fonta sau aliaje de aluminiu fie sub forma de constructii sudate, fie prin stantare din tabla.

Avantajele transmisiei prin curea sunt: constructia si utilizarea simpla, costurile reduse de constructie, montaj si intretinere simpla, amortizarea socurilor prin patinare, randamentul relativ ridicat.

Dintre dezavantaje se pot retine: dimensiuni de gabarit mari, fortele mari pe arbori pentru pretensionare, alunecarea curelei pe roti, variatia coeficientului de frecare cu uzura, deformatia plastica a curelei, sensibilitate la caldura si umiditate.

CAPITOLUL 2: CALCULUL CINEMATIC SI ENERGETIC PENTRU TRANSMISIA MECANICA

Transmisia mecanica ste compusa din 2 elemente cinematice care realizeaza reducerea turatiei si cresterea momentului de rasucire. Fiecare element component component este caracterizat printr-un raport de transmitere:

-         curele trapezoidale -> ic

-         reductorul cu roti dintate -> ir

2.1 Stabilirea rapoartelor de transmitere si turatiei motorului electric

Rapoartele de transmitere se stabilesc printr-un calcul cinematic si economic de optimizare. Nefiind cunoscuta turatia masinii motoare se vor lua in considerare toate variantele functionale ale motorului electric. Se folosesc otoare electrice asincrone trifazate la care turatiile sunt standardizate la valorile:

               

nMej= (750; 1000; 1500; 3000) , unde j= 1, 2, 3

Raportul de transmitere total ce caracterizeaza transmisia mecanica se stabileste pe baza datelor de intrare si iesire ale transmisiei mecanice prin relatia:

iotj= nMej / nML=   j= 1   750/105=7.14

                                                               j=2     1000/105=9.52

                                                               j=3     1500/105=14.28

Raportul de transmitere al transmisiei prin curele se impune in limitele:

ic= [1.25;1.4;1.6;1.8;2;2.24;2.5;2.8;3.15]

Aleg ic =2.

Raportul total de transmitere se mai poate si ca produs dintre rapoartele de transmitere partiale:

itotj =ic*ir  ,de unde rezulta raportul de transmitere al reductorului:

irj = itotj /ic =  7.14/2 =3.57                                              ir1 =3.55

                     9.52/2=4.56            cf STAS 6012-82      ir2 =4.5

                     14.28/2=7.14                                            ir3 =7.1

Valoarea optima se stabileste in baza conditiilor impuse din considerente de gabarit si tehnologice si anume:

irj  ≥ 1+ic

irj ≤ 5 pt conic

j =1     ir1 ≥3      3.55≥3 - A                                

j =2     ir2 ≥3      4.5≥3  - A

j =3     ir3 ≥3      7.1≥3  - A

Aleg ir =4.5  pt. j=2.

Turatia nominala la mers in gol a motorului electric corespunde variantei alese care indeplineste conditiile de mai sus:

Pentru j =2 → nME =1000 rot/min.

RECAPITULATIE:   ic =2

                                   ir =4.5

                                   nME =1000 rot/min

2.2           Calculul puterilor necesare la motorul electric si alegerea lui

Puterea necesara la motorul electric se determina din ecuatia de bilant energetic al transmisiei mecanice. Se ientifica cuplele cinematice cu frecarea prin care se pierde energie si cu care se determina randamentul total al transmisiei mecanice.

η tot = ηTC r2 a

ηa =0.98

ηr =0.995                                     ηtot =0.97*(0.995)2*0.97 =0.94

ηTC =0.97

Puterea necesara la motorul electric se determina din ecuatia de bilant energetic al transmisiei mecanice:

PME =PML+Pf

Pf =PME –PML= PME*(1-ηtot)           ηtot=PML/PME

PnecME =PMLtot=15/0.94=15.95 KW

Se determina puterea de calcul la arborele motorului electric:

PCF = cs *PnecME = 1.25*15.95=19.93 KW  , cs = factorul de suprasarcina ce ia in caracterul masinii motoare si a celei de lucru

Pentru transmisiile masinilor-unelte actionate de motorul electric se recomanda cs =1.25

Alegerea motorului electric se face in functie de P  cu respetarea conditiei PME ≥ P

Tipul motorului 200 L

PME = 22 KW

nΙ =970 rot/min

P =19.93 KW

                 

TIPUL

A*

B*

C*

D*

E*

K*

N*

R*

S*

T*

IPE*

200 L

318

305

133

55

110

18

300

350

18

5

35

2.3            Calculul turatiilor

Acestea se determina cu relatiile:

nІ = 970 rot/min

nII = nI /ic =970/2= 485 rot/min

nIII =nII /i12 =485/4.5=107.77 rot/min

i12 = ir = 4.5

nIV =nIII =107.77 rot/min

2.4           Calculul puterilor

Acestea se determina din analiza energetica a transmisiei la nivelul fiecarui arbore:

PCI =19.93 KW

PII = PCITCr =19.93*0.97*0.995= 19.23 KW

PIII = PIIa* ηr =19.23*0.98*0.995= 18.75 KW

PIV = PIII =18.75 KW

 

2.5  Calculul momentelor de rasucire

Se determina cu relatiile:

Mtj =30/п*106*Pj/n          

Mt1=30/п*106*PCI/nI ==30/п*106*19.93/970= 196203.58 Nmm

              Mt2 =30/п*106*PII /nII = 30/п*106*19.23/485= 378624.68 Nmm

            Mt3 = 30/п*106*PIII /nIII = 30/п*106*18.75/107.77= 1661402.16 Nmm

 

2.5           Predimensionarea arborilor si alegerea dimensiunilor capetelor arborilor

Predimensionarea se face din conditia de rezistenta a arborilor la rasucire:

τat =20…25 Mpa

dj =  ,  j= 2,3

Alegerea dimensiunilor capetelor se face in functie de momentele de torsiune nominal transmis in respectivele conditii:

τat =20 Mpa

d1= = 36.83 mm

d2= = 45.85 mm

d3= = 75.07 mm

Arbore

Mtx/1000

[Nm]

Mtn

[Nm]

dca

[mm]

lca [mm]

scurta

 

lunga

Abateri

Tolerante

1

55

82

110

+0.03

+0.011

m6

2

378.62

450

48

82

110

+0.018

-0.002

k6

3

1661.4

2650

80

130

170

+0.03

+0.011

m6

 

CAPITOLUL 3:PROIECTAREA TRANSMISIEI PRIN CURELE TRAPEZOIDALE

1)    Date de proiectare:

PCI = cs*PnecME = 19.93 KW

nI =970 rot/min

ic =2

2)Alegerea profilului curelei

Profilul curelei trapezoidale este dependent de turatie si putere si se alege din diagrame.

Profil SPA

Dp1 ≤180

 

Din STAS 7192-83 se aleg elementele geometrice ale sectiunii curelei trapezoidale:

Tipul

curelei

lp *h

hh

[mm]

bmax

[mm]

αs

Lp  [mm]

De la

Pana

la

Dpmin

[mm]

Ac

[mm]2

SPA

11*10

100.5

2.8

401

800

4500

100

90

Se foloseste puterea ipotetica transmisa de o curea :

P0*= 1.4*PCI /6= 4.65 KW

Se cunosc:  P0*=   4.65 KW   profil SPA

                   ic =2

                   nI =970 rot/min

P0 = 5.36 KW



Dp1= 180 mm

Din STAS 1163-67              

4) Calculul diametrului primitiv al rotii conduse

Dp2*= Dp1*ic*(1-ε) = 352.8 mm

ε= 2%

Dp2 = 360 mm

5) Stabilirea distantei dintre axe

0.75(Dp1+Dp2)≤ A ≤2(Dp1+Dp2)

0.75*540 ≤ A ≤ 2*540

405 ≤ A ≤ 1080              A= 742.5*2/3= 495

Aleg A= 495 mm

6)     Calculul lungimii curelei

Lp*= 2A+п/2(Dp1+Dp2)+ (Dp2-Dp1)2/4A= 2*495+ п/2*540+16.36= 1854.59

→ (STAS 7192-65)      Lp= 2000 mm

 

7)     Recalcularea distantei dintre axe

Aef = 1/2[Lp- п/2(Dp1+Dp2)- (Dp2-Dp1)2/4A

sol. Aef = 0.25[(Lp-п*Dpm)+ √(Lp-п*Dpm)2-2(Dp2-Dp1)2]

Aef = 0.25*[(2000-п*270)+ √(2000-п*270)2-2(360-180)2]= 568.75 mm

Verificare: │Lp*- Lp /2 │≈ │A- Aef

                   │1854.59-2000 /2 │≈ │495-568.75 │

                   72.7≈73.75 –A

 

8)     Calculul unghiului dintre ramurile curelei si a unghiului de infasurare a curelei rotii

γ= 2 arcsin  - (Dp2-Dp1)/Aef =2 *arcsin (360-180)/2*568.75= 18.20s

β1= 180s- γ= 180s-18.20s= 161.8s

β2= 180s+γ= 180s+18.20s= 198.20s

9)     Calculul numarului necesar de curele

z0 =PCI /cL*cβ*P0

      cL= coeficientul de lungime a curelei       cL=0.96

     cβ =coeficientul de infasurare al curelei pe roata mica        cβ =1-0.003(180s- β1)= 0.94

     z0 =19.93/0.96*0.94*5.36 = 4.12 ≈ 4

     cz =0.90

z= z0/cz =4.12/0.9 =4.57 ≈ 5

-Verificarea frecventei indoirilor:

f= v1*x/ Lp  ≤ fa           fa =80 Hz

v1 =п*Dp1*n1 /60000 =п*180*970/ 60000 = 9.14 m/s

f= 2*9.14/ 2= 9.14 Hz ≤ fa

Se calculeaza F0(forta de intindere initiala):

F0=S0=1.8*Fu , unde Fu este forta utila ce trebuie transmisa

Fu =1000*PCI /vI =1000*19.93/9.14 = 2180.52 N

F0 =1.8*2180.52= 3924.94 N   

10)                          Proiectarea rotilor de curea

Dimensiunile rotii de curea sunt standardizate cf. STAS 1162-67:

lp =14 mm                                  mmin =14 mm

h= 13 mm                                  bmax =3.5 mm

hΔh= 130.5 mm                   n=h- bmax=13-3.5=9.5 mm

De =Dp1+2*n=180+2*4.2=188.4 mm

Dpmin =180 mm                          dcaI =D*=55 mm

nmin =4.2 mm                              Db=1.8* dcaI =99 mm

s=0.005*Dp1+4= 5 mm               s1=1.3*s=6.37 ≈6.5 mm

 

 

 

 

 

 

CAPITOLUL 4:PROIECTAREA ANGRENAJULUI

4.1        Alegerea materialului pentru rotile dintate si a rezistentelor admisibile

Se folosesc:

- oteluri de imbunatatire la care duritatea flancului DF< 3500 Mpa.Acestora li se aplica tratament termic de imbunatatire ce consta in calire si revenire inalta ce confera materialului rotii dintate tenacitate ridicata si rezistenta la oboseala.

-  oteluri pentru durificare (oteluri aliate la care DF> 3500 MPa). Acestora li se aplica tratament termic de imbunatatire iar danturii tratament termo-chimic de durificare superficiala prin cementare ce confera dintilor rezistenta la presiunea hertziana de contact si uzura.Danturile durificate au portanta mare, gabarit mic, tehnologie complexa si cost ridicat. Costul este compensat prin cresterea portantei si a fiabilitatii.

Marcile de oteluri pentru durificare si caracteristicile fizico-mecanice sunt date in tabelul de mai jos:

Materialul

STAS

Tratament

termic

Duritatea

Miez-D

Duritate

Flanc DF

Rezistenta

la pitting

Hlim

Rezistenta

la piciorul dintelui

Flim

Rezistenta

la rupere Rm

r

Limita de

Curgere

σc

[HB]

[HRC]

[MPa]

[MPa]

[N/mm2]

[N/mm2]

21MoMnCr12

791-80

Ce, Nce

250…330

56…..63

25,5*DF

380….460

1070…1090

830…840

18MoCrNi13

791-80

Ce, Nce

240…300

56….63

25,5*DF

370….450

920…940

730…740

 

  Aleg otel 18MoCrNi13 la care DF= 60 HRC

                                                    σH lim= 25.5*DF= 1530 Mpa

                                                    σF lim = 400 Mpa

4.2         Calculul diametrului de divizare

Se determina din conditia de rezistenta a danturii la presiunea de contact hertziana cu relatia:

d1 min=  ,unde:

KH = factorul global al presiunii hertziene de contact

KH = 1.7*106 Mpa

KA = factorul de utilizare   ;    KA = 1

Mtp = momentul de torsiune pe arborele pinionului

Mtp = MtII = 378624.68 Nmm

u = raportul numarului de dinti  ;   u= i12 = 4.5

ψR = factorul latimii danturii

Aleg treapta de precizie 7, ψR = 0.3, asezarea pinionului fata de reazem fiind in consola.

Cu valorile precizate se obtine:

d1 min= = 65.56 mm

Valoarea rezultata din calcul se majoreaza la un numar intreg astfel incat:

d1 ≥ 1.5*dcaII ↔ d1 ≥ 1.5*48 ↔ d1 ≥ 72 mm.

Aleg d1 =72mm.

4.3         Calculul modului pe conul frontal exterior

mmin =KF*KA*Mtp/ ψR*d12*(1-0.5*ψR)2Flim*

KA,Mtp,ψR,u idem 4.2

KF = factorul global al tensiunii de la piciorul dintelui

Aleg KF = 19

Cu datele precizate mai sus se obtine:

mmin = 19*1*378624.68/ 0.3*722*(1-0.5*0.3)2*400*= 3.47 mm

Se standardizeaza prin majorare conform STAS 882-82:

Aleg m= 3.5 mm

 

 

4.4         Calculul numarului de dinti ai rotilor dintate z1 si z2

Se determina z1*(numarul necesar de dinti ai pinionului conic):

z1 *= d1/m ,unde d1 si m au fost determinate la 4.2 respectiv 4.3

z1 *= 72/3.5= 20.57 ≈ 21 dinti

Aleg z1= 12

m= 72/12 = 6 mm

4.5         Calculul numarului de dinti al rotii conjugate

z2 = z1*i12 = 12*4.5= 54

Aleg z2 = 97 dinti

z1 =12

z2 = 53

m= 6 mm  

4.6   Calculul abaterii raportului de transmitere

 

Δi = │i12STAS- i12ef / i12STAS │*100% ≤ Δia= 3%

i12ef  = z2/z1= 53/12= 4.416666

Δi = │4.5-4.416666/ 4.5 │= 0.018519  ≤ 3%

4.7               Stabilirea coeficientilor de deplasare a danturii

 

xr1= +0.44              xr2 = -0.44            xt = 0

xr = deplasare de profil radiala

xt = deplasare de profil tangentiala

4.8              Calculul elementelor geometrice ale angrenajului

 

Roata plana de referinta

 

Elementele rotii plane de referinta sunt standardizate prin STAS 6844-80:

α0 = 20s  (unghiul profilului de referinta)

h0a* = 1  (coeficientul inaltimii capului de referinta)

h0f* = 1.2  (coeficientul inaltimii piciorului de referinta)

c0* = 0.2   (jocul de referinta la picior)

Semiunghiurile conurilor δ1,2

 

δ1 s = arctg (z1/ z2)= arctg 12/53 = 12.757532s

δ2s = 90s- δ1 s = 90s- 12.757532s = 77.242468s

Diametrul de divizare d1.2

 

d1 = m*z1= 6*12= 72 mm

d2 = m*z2 = 6*53= 318 mm

Lungimea exterioara a generatoarei conurilor de divizare R

 

R=R1= R2= d1/ 2sinδ1= d2/ 2sinδ2= 72/2sin12.757532= 318/2sin77.242468= 163.02454 mm

Latimea danturii rotilor b1,2

 

b= b1= b2 = 0.3*R= 48.907362

                     sau                                    b= 49 mm

b≤ R/3= 54.341513

Diametrele de divizare medii dm1,2

 

dm1 = d1- b*sinδ1= 72-49*sin12.757532= 61.179543 mm

dm2 = d2 –b*sinδ2= 318- 49*sin77.242468= 270.209648 mm

Modulul mediu al danturii mm

 

mm =dm1/ z1= 61.179543/ 12= 5.098295 mm

Numarul de dinti ai rotii plane de referinta z0

 

z0 = z1/ sinδ1= z2/ sinδ2= 12/ sin12.757532=54.341513 ≈ 54 mm

Inaltimea capului dintelui ha1,2

 

ha1 = m(h0a*+xr1)= 6(1+0.44)= 8.64 mm

ha2= m(h0a*+xr2)= 6(1-0.44)= 3.36 mm

 

Inaltimea piciorului dintelui hf1,2

 

hf1 = m(hoa*+c0*-xr1)=m(hof*- xr1)= 6(1.2-0.44)= 4.56 mm

hf2 = m(hof*-xr2)= 6(1.2+0.44)= 9.84 mm

Inaltimea dintelui h

 

h1 = h2 = ha1+hf2= ha2+ hf2= 8.64+4.56= 13.2 mm

Unghiul capului dintelui

 

θa 1= arctg ha1/ R= arctg 8.64/163.02454= 3.033732s

Unghiul piciorului dintelui θf1,2

 

θf1= arctg hf1/ R= arctg 4.56/ 163.02454= 1.602217s

θf2= arctg 9.84/ 163.02454= 3.454126s

Unghiul conului de cap δa1,2- pt angrenaj conic cu joc la picior variabil

 

δa 1= δ1a1= 12.757532+3.033732= 15.791264s

δa2 = δ2+ θa2= 77.242468+1.180721= 78.423189s

Unghiul conului de picior δf1,2

 

δf1 = δ1- θf1= 12.757532-1.602217= 11.155315s

δf2 = δ2- θf2= 77.242468- 3.454126= 73.788342s

Diametrele de cap da1,2

 

da1 = d1+2ha1cosδ1= 72+2*8.64*cos12.757532= 88.853414 mm

da2 = d2+2ha2cosδ2= 318+2*3.36*cos77.242468= 319.483948 mm

Diametrele de picior df1,2

 

df1 = d1- 2hf1cosδ1= 72-2*4.56*cos12.757532= 63.105143 mm

df2 = d2- 2hf2cosδ2= 318-2*9.84*cos77.242468= 313.654151 mm

 

 

Inaltimea exterioara a conului de cap Ha1,2

 

Ha1= da1/2*ctg δa1= 88.853414/2*ctg15.791264= 157.092081 mm

Ha2= da2/2*ctg δa2= 319.483948/2*ctg78.423189= 32.722948 mm

Arcul de divizare al dintelui s1,2

 

S1= m(0.5*п+2*xr1tgα+xt1)=6(0.5п+2*0.44tg20+0)=11.346541

S2= m(0.5*п+2*xr2tgα+xt2)= 6(0.5п-2*0.44tg20+0)=16.927793

Unghiul de presiune la capul exterior al dintelui pe conul frontal exterior αa1,2

 

αa1= arccos(d1/da1*cosα)= arccos(72/88.853414*cos20)=40.407372s




αa2= arccos(d2/da2*cosα)= arccos(318/319.483948*cos20)=20.718814s

Arcul de cap exterior al dintelui sa1,2

 

sa1,2 =da1,2[s1,2/d1,2- (invαa1,2-invα)/ cosδ1,2], unde:

invα = tgα- (αs*п/180s)= tg20- (20*п/180)= 0.014904

invαa1 = tgαa1- (αa1s*п/180s)= tg40.407372-(40.407372*п/180)= 0.146047

invαa2 = tgαa2- (αa2s*п/180s)= tg20.718814-(20.718814*п/180)= 0.016632

sa1 = da1[s1/d1- (invαa1-invα)/ cosδ1]= 88.853414[11.346541/72-(0.146047-0.014904)/cos12.757532]= 2.055038 ≥ 1.5

sa2 = da2[s2/d2- (invαa2-invα)/ cosδ2]= 319.483948[16.927793/318-(0.016632-0.014904)/cos77.242468]= 14.506768 ≥ 1.5

sa1,2 ≥0.25*m= 1.5

 

Unghiul de rabotare al dintelui χ1,2

 

χ1 = arctg[(0.5*s1+R*sinθf1*tgα)/ R*cosθf1]= arctg[(0.5*11.346541+163.02454*sin1.602217*tg20)/ 163.02454*cos1.602217]

= 2.576253s

χ2 = arctg[(0.5*s2+R*sinθf2*tgα)/ R*cosθf2]= arctg[(0.5*16.927793+163.02454*sin3.454126*tg20)/ 163.02454*cos3.454126]

= 4.231108s

         

 

 

 

 

4.9       Elementele geometrice ale angrenajului cilindric inlocuitor

 

Diametrele de divizare ale rotilor inlocuitoare dv1,2

 

dv1 = d1/ cosδ1= 72/ cos12.757532= 73.822432 mm

dv2 = d2/ cosδ2= 318/ cos77.242468= 1440.050104 mm

Numarul de dinti ai rotilor inlocuitoare zv1,2

 

zv1 =dv1/ m= 73.822432/6= 12.303739 ≈ 12 dinti

zv2 =dv2/ m= 1440.050104/6= 240.008351 ≈ 240 dinti

Diametrele de cap ale rotilor inlocuitoare dav1,2

 

dav1 = dv1+2ha1= 73.822432+2*8.64= 91.102432 mm

dav2 = dv2+2ha2= 1440.050104+2*3.36= 1446.770104 mm

Diametrele de baza ale rotilor inlocuitoare dbv1,2

 

dbv1 = dv1*cosα = 73.822432*cos20= 69.370395 mm

dbv2 = dv2*cosα = 1440.050104*cos20= 1353.204456 mm

Distanta dintre axe a angrenajului inlocuitor av1,2

 

av1,2 = dv1+dv2/2= (73.822432+1440.050104)/2 = 756.936268 mm

Gradul de acoperire εα

 

εα = /2п*m*cosα + /2п*m*cosα – av1,2*sinα/ пmcosα =

= / 2п*6*cos20+ /2п*6*cos20 – 756.936268*sin20/ п*6*cos20= = = = =1.499497 ≥ 1.5

4.10  Calculul fortelor din angrenaj

 

Fortele tangentiale Ftm1,2

 

Ftm1= Ftm2= 2Mtp/ dm1= 2*378624.68/ 61.179543= 12378 N

Fortele radiale Frm1,2

 

Frm1= Ftm1*tgα*cosδ1= 12378*tg20*cos12.757532= 4394 N

Frm2= Ftm2*tgα*cosδ2= 12378*tg20*cos 77.242468= 995 N

Fortele axiale Fam1,2

Fam1= Ftm1*tgα*sinδ1= 12378*tg20*sin12.757532= 995 N

Fam2= Ftm2*tgα*sinδ2= 12378*tg20*sin 77.242468= 4394 N

Forta normala pe flancul dintelui Fn

 

Fnm= Ftm/ cosα = 12378/cos20= 13172 N

4.11      Verificarea de rezistenta a danturii angrenajului

 

A.       Verificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui

 

σF 12= Ftm12*KA*KV*K*K*YF*Yε/ b*mm ≤ σF P12

σF 12= tensiunea de incovoiere de la piciorul dintelui

KA=1 (vezi 4.2)

KV = factorul dinamic ;  KV = 1+  /15= 1+ /15= 1.09

                    unde vtd= viteza periferica a pinionului pe cercul de divizare

                             vtd= п*d1*nII/ 60*103= п*72*485/ 60000= 1.83 m/s

K= factorul repartitiei frontale a sarcinii      ;            K= 1

K= factorul de repartitie a sarcinii pe latimea danturii

K=(K)e

K= 1+0.7*ψd= 1+0.7*0.3= 1.21   ,   ψR= 0.3 (vezi 4.2)

e = (b/h)2/ [1+b/h+(b/h)2]= (49/13.2)2/ [1+49/13.2+(49/13.2)2]= 0.75

b= 49

h=13.2    (vezi 4.8)

K=(K)e =1.210.75= 1.15

YF = factorul de forma al dintelui

YF1= 2.48

YF2 = 2.25

Yε = factorul gradului de acoperire

Yε = 0.25+0.75/ εα = 0.25+0.75/1.5 = 0.75

mm= 5.098295 (vezi 4.8)

σF1 = 12378*1*1.09*1*1.15*2.48*0.75/ 49*5.098295 ≈ 116 Mpa

σF2 = 12378*1*1.09*1*1.15*2.25*0.75/ 49*5.098295 ≈ 105 Mpa

σFP12 = σFlim12*YN12*YS*YX / SFP

σFP12 = tensiunea admisibila la oboseala prin incovoiere la piciorul dintelui

σFlim12 = 400 MPa (vezi 4.1)

YN12 = factorul numarului de cicluri de functionare

YN12 = 1

YS = factorul concentratorului de eforturi unitare din zona de racordare a piciorului dintelui

YS = 1

YX = factorul de dimensiune

YX = 1.05- 0.01*m = 1.05-0.01*6= 0.99

SFP = factorul de siguranta la rupere prin oboseala la picirul dintelui

SFP = 1.5

σFP12 = 400*1*1*0.99/ 1.5 = 264 Mpa   → σF 12 < σFP12 .

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

 

σH = ZE*ZH*Zn* ≤ σHP12

ZE = factorul modului de elasticitate al materialelor ;  ZE = = 13.77

ZH = factorul zonei de contact pentru angrenaje zero deplasate

ZH = 2.5

Zn = factorul gradului de acoperire

Zn = = = 2.73

K = factorul repartitiei frontale

K = 1

K = factorul de repartitie a sarcinii pe latimea danturii

K = 1.21

FtHm1 = forta reala tangentiala la cercul de divizare mediu

FtHm1 = Ftm1*KA*KV*K*K= 12378*1*1.09*1*1.21= 16325 N

u = raportul numerelor de dinti

u = z2 / z1 =53/12= 4.42

σH = 13.77*2.5*2.73*= 159.16 ≈ 159 Mpa

σHP12 = σHim12*Zr12*ZL*ZV*ZN12*ZW /SHP

SHP = factorul de siguranta la pitting

SHP = 1.25

ZR = factorul rugozitatii flancurilor dintilor

ZR = 1

ZL = factorul influentei ungerii

ZL = 1

ZV = factorul influentei vitezei periferice a rotilor

ZV = CZV+[2(1- CZV)/]

CZV = 0.85+0.08(σHlim- 850)*350= 0.85+0.08(1200-850)*350= 0.93

ZV =  = 0.25

ZW = factorul raportului duritatii flancurilor

ZW = 1

ZN12 = factorul numarului de cicluri de functionare

ZN12 = 1

σHP12 = 1530/1.25*1*1*0.25*1*1= 306 Mpa    → σH < σHP12

C.        Verificarea la solicitarea statica de contact a flancurilor dintilor

 

σHst = persiunea hertziana statica a flancurilor dintilor la incarcare maxima

σHst = σH *≤ σHPst12

KAmax = 2

     KA = 1  (vezi A.)

σHst = 159*≈ 225 Mpa

σHPst12 = 40*DF=40*60= 2400 Mpa      → σHst < σHPst12

 CAPITOLUL 5: Alegerea preliminara a rulmentilor, a penelor paralele, a sistemelor de etansare si a elementelor constructive

Pentru arborele II aleg rulmenti radiali-axiali cu role conice 30212 ISO/R 355 STAS 3920-68 cu urmatoarele dimensiuni:

-         df2 = 60 mm , unde  df2 = diametrul de fus al arborelui II

-         D=110 mm

-         T= 23.75 mm

-         E = 19 mm

Pentru arborele III aleg rulmenti radiali cu bile 6218 ISO/R STAS 3041-68 cu urmatoarele dimensiuni:

-         df3 = 90 mm , unde  df3 = diametrul de fus al arborelui III

-         D=140 mm

-         B= 24 mm

-         r = 2.5 mm

Pentru arborele II aleg pana paralela C 14x9x40 (STAS 1004-81).

La arborele III avem doua pene paralele:

-         C 22x14x63

-         A 25x14x80

Aleg urmatoarele simeringuri pentru:

-          arborele II → Manseta A 58x80 STAS 7950/2-72 cu dimensiunile:

                                  - d= 58 mm

                                  - D=80 mm

                                  - rmax = 0.4 mm

                                  - d1max = 54.2 mm

                                  - h = 10 mm

-         arborele III → Manseta A 90x110 STAS 7950/2-72 cu dimensiunile:

                                  - d= 90 mm

                                  - D=110 mm

                                  - rmax = 0.8 mm

                                  - d1max = 85.4 mm

                                  - h = 12 mm

Caseta pentru rulmenti are urmatoarele dimensiuni:

-         D=110 mm

-         dg = 11 mm

-         4 suruburi M10x     STAS 4272-80

-         δc = 7mm

-         DC ≈ Da+4*d= 120+40= 164 mm

-         Da ≈ D+2*δC = 110+14= 124 mm

-         δ2 ≈ 1.2*7= 8.4 mm

unde D= diametrul exterior al rulmentului

         DC = diametrul maxim al casetei

         Da = diametrul exterior al casetei

         δC = grosimea peretelui casetei

         δ2 = grosimea gulerului casetei

Capacul corespunzator arborelui II are dimensiunile:

-         D=110 mm

-         dg = 11 mm

-         4 suruburi M10x     STAS 4272-80

-         δc = 7mm

-         DC ≈ D+4*d= 110+40= 150 mm

unde D= diametrul exterior al rulmentului

         DC = diametrul maxim al capacului

        δC = grosimea capacului

 Capacele corespunzatoare arborelui III au dimensiunile:

-         D=160 mm

-         dg = 13 mm

-         8 suruburi M12x     STAS 4272-80

-         δc = 8 mm

-         DC ≈ D+4*d= 160+48= 208 mm

unde D= diametrele exterioroare ale rulmentilor

         DC = diametrele maxime ale capacurilor

        δC = grosimea capacelor

La suruburi se folosesc saibe Grower MN 6 si MN12 STAS 7666/2-80 .

Pentru fixarea rulmentilor radiali-axiali cu role conice vom folosi piulita KM 12 STAS 5816-77 impreuna cu o saiba de siguranta (saiba MB 12 STAS 5815-77).

Dopul de aerisire al carcasei are urmatoarele valori:

-         d = M20 mm

-         d1 = 12 mm

-         h1 = 10 mm

-         h2 = 24 mm

-         a = 5 mm

Dopul de golire este un dop filetat cu cap hexagonal si guler: dop filetat 24x1.5 STAS 5304-80.

CAPITOLUL 6: Calculul reactiunilor din reazeme si construirea diagramelor de momente

 

                                            ARBORELE II

    (Σ MAy = 0)   -S0*80- VB*75- Fr1(42+75)+ Fa1*30.5= 0

+                         VB= (-3925*80-4394*117+995*30.5)/75 ≈ -10637 

                           VB = -10637 N


   (Σ MBy = 0)   -S0*(80+75)+VA*75-Fr1*42+Fa1*30.5= 0

+                        VA= (3925*155+4394*42-995*30.5)/75 ≈ 10168

                           VA= 10168 N

+ (Σ MAx = 0)    -HB*75+Ft1(42+75)= 0

                           HB= 12378*117/75                        S0=3925 N (vezi cap3-9)

                           HB= 19310 N

 

+ (Σ MBx= 0)     HA(75+42)+HB*42= 0

                           HA= -19310*42/117

                           HA= -6932 N

MAy= -S0*80=-3925*80= -314000 Nmm

MBy = MAy+(VA-S0)*75= -314000+(10168-39125)*75= 154225 Nmm

M2y = S0(80+75)-VA*75= 3925*155-10168*75= -154225 Nmm

MBx = HA*75= -6932*75= -519900 Nmm

Mt2 = 378625 Nmm (vezi pct 2.5)

Verificare: S0(a+b+c)-VA(a+b)-VB*a= Fa1*30.5

                  3925*197-10168*117+10637*42= 995*30.5

                   30323 ≈ 30347.5

Fortele Ft12,Fr12,Fa12 sunt calculate la punctul 4.10.

                                     ARBORELE III

   (ΣMAy = 0)   Fr2*62.5- Fa2*135- VB*125= 0

+                      VB= (995*62.5-4394*135)/125

                        VB= - 4248 N

+ (ΣMB y = 0)   VA*125- Fr2*62.5- Fa2*135= 0

                         VA= (995*62.5+4394*135)/125

                         VA= 5243 N

 


+ (ΣMAx = 0)     - Ft2*62.5+HB*125= 0

                          HB= 12378*62.5/125

                                                                             HA=HB= 6189 N

+ (ΣMBx = 0)     -HA*125+Ft2*62.5= 0

                          HA= 12378*62.5/125

M1yst= VA*62.5= 327688 Nmm

M1ydr= M1yst – Fa2*135= 327688-4394*135= -265502 Nmm

M1x = HA*62.5= 386812.5 Nmm

Mt3= 1661402.16 Nmm  (vezi pct. 2.5)

Verificare:     VA1*62.5- Fa2*135= VB*62.5

                       5243*62.5-4394*135=-4248*62.5

                       -265502 ≈ -265500

CAPITOLUL 7: VERIFICAREA RULMENTILOR

ARBORELE II

Schema de montaj (rulmentii se vor monta in “O”)

, unde K= forta axiala totala

           R= forta axiala rezultanta

Rulment 30312   d=60 mm

C=146 kN                         e=0.34   



Co=122 kN                        y=1.8

                                           x=0.4

A:    RA=== 12306 N

B:    RB=== 22046 N

FaSA= 0.5*RA / y = 0.5*12306/1.8= 3418N

FaSB= 0.5*RB / y = 0.5*22046/1.8= 6124 N

K= -FaSB+FaSA- Fa1= -6124+3418-995= -3701 N

A:     FaA= -FaSB- Fa1= -6124-995= -7119 N

B:     FaB= FaSB= 6124 N

A:     FaA/RA=7119/12306= 0.57>e

         PA= x*RA+y*FaA= 0.4*12306+1.8*7119= 17737 N

B:     FaB/RB= 7349/22049= 0.33>e

         PB= RB=22046 N

B:     LB= (C/PB)10/3 =(146000/22046)10/3= 545 mil. rot

         LhB=LB*106/nII*60= 545*106/485*60= 18729 h

A:     LA= (C/PA)10/3 =(146000/17737)10/3= 1126 mil. rot     

         LhA=LA*106/nII*60= 1126*106/485*60= 38694 h

unde L= durabilitatea efectiva (numarul de milioane de rotatii efectuate pana la aparitia primelor semne de oboseala )

         Lh= durata efectiva de functionare

ARBORELE III

 

Rulmentii radiali cu bile se vor monta in sistem flotant.

Rulment 6018    d= 90 mm

C= 45 kN           

C0= 39 kN          

RA=== 8111 N

RB=== 7507 N

i* Fa2/ C0 = 1*4394/ 39000= 0.11          e = 0.30

Fa2/ RA= 4394/8111=0.54>e                       x =0.56

                                                                    y =1.45

PA= x*RA+y*Fa2= 0.56*8111+1.45*4394= 10913 N

L= (C/PA)3 =(45000/10913)3= 70 mil. rot                              

Lh=L*106/nIII*60= 70*106/107.77*60= 10825 h

 

 

 

CAPITOLUL 8: VERIFICAREA ARBORELUI  DE IESIRE DIN                                                                  REDUCTOR LA SOLICITARI COMPUSE SI OBOSEALA

8.1  Calculul momentului incovoietor rezultant si echivalent

MirezI = = ≈ 506955 Nmm

MiV1= 327688 Nmm           (vezi cap. 6 )

MiH1= 386 812.5 Nmm

Me==≈ 1441795 Nmm

Unde α = σaiIII/ σaiII = 2/3= 0.66

          MtIII = 1661402.16 Nmm  (vezi cap. 2.5 ) 

8.2         Calculul tensiunii efective

σe = Me / WzI  ≤ σaiIII

WzI = п*d03 3/32-b*t1(d03-t1)2/ 2*d03= п*953/32-25*9(95-9)2/2*95 ≈75414 Nmm

Unde d03=dfusIII+5 

          b=25 mm

          t1= 9 mm      (vezi cap.5)

σaiIII = 1.1*σat=1.1*120 ≈132 Mpa

σe = 1807120/75414 ≈ 23 Mpa < σaiIII

8.3         Verificarea arborelui la oboseala (sectiunea I, concentrator- canal de pana )

 

Se calculeaza coeficientul de siguranta global :

c = cσ*cδ/  ≤ ca = 1.3….1.5

unde  cσ,cδ= coeficient de siguranta la incovoiere, respectiv torsiune

          ca = coeficient de siguranta admisibil

Expresiile lui cσ respectiv cδ se calculeaza cu relatiile (metoda Soderberg):

cσ = 1/ [(Kσv  σ*γ)+ (ψσm)]

cδ =  1/ [(Kδv  δ*γ)+ (ψδm)]

in care:

Kσ , Kδ = coeficientii concentratorului de tensiune

Kσ =1.75,  Kδ = 1.50

εσ, εδ = coeficienti dimensionali

εσ = 0.7  , εδ = 0.8

γ = coeficient de calitate a suprafetei

γ = 0.92

ψσ = 0.05,   ψδ = 0

σv, δv = amplitudinea ciclului de solicitare a tensiunii de incovoiere, respectiv de torsiune

σv= σmax = MirezI / WzI = 506955/75414 ≈ 6.72

δv = δm= MtIII / WpI = 1661402.16*16/ п*953 ≈ 9.86

σm=0

               cσ = 1/ [(1.75*6.72  /0.7*0.92)+ (0.05*0)] ≈ 0.05

                 cδ =  1/ [(1.5*9.86  /0.8*0.92)+ (9.86*0)] ≈ 0.05

                

 c = 0.05*0.05/  ≈ 0.04 <  ca = 1.3….1.5

 

          

       

 

CAPITOLUL 9: VERIFICAREA PENELOR PARALELE

ARBORELE II  - pana paralela C 14x9x40

-         Se determina tensiunea efectiva de strivire si de forfecare:

pm = 4*MtII*KA/ h*lc*dcaII  ≤ pam =120 Mpa

τf = 2*MtII*KA/ b*l*dcaII ≤ τaf = 60 Mpa

MtII = 378624.28 Nmm (vezi cap. 2.5)

KA=1 (vezi cap. 4.2)

h = 9 mm

lc= lungimea de contact a penei cu butucul

lc= l-b/2= 40-14/2= 33 mm

dcaII = 48 mm (vezi cap. 2.5)

l= 40 mm

pm = 4*378624.28*1/ 9*33*48 ≈ 106 Mpa < pam =120 Mpa

τf = 2*378624.28*1/ 14*40*48 ≈ 28 Mpa < τaf = 60 Mpa

ARBORELE III                                                                                                       --    1)  pana paralela C 22x14x63

-         2)  pana paralela A 25x14x80

 

1)  pm = 4*MtIII*KA/ h*lc*dcaIII  ≤ pam =120 Mpa

      τf = 2*MtIII*KA/ b*l*dcaIII ≤ τaf = 60 Mpa

MtIII = 1661402.16 Nmm (vezi cap. 2.5)

h = 14 mm

lc= l-b/2= 63-22/2= 52 mm

dcaIII = 80 mm (vezi cap. 2.5)

l= 63 mm

pm = 4*1661402.16*1/ 14*52*80 ≈ 114 Mpa < pam =120 Mpa

τf = 2*1661402.16*1/ 22*63*80 ≈ 30 Mpa < τaf = 60 Mpa

2)  pm = 4*MtIII*KA/ h*lc*do3  ≤ pam =120 Mpa

      τf = 2*MtIII*KA/ b*l*d03 ≤ τaf = 60 Mpa

h = 14 mm

lc= l-b= 80-25 = 55 mm

d03 = 95 mm (vezi cap. 8.2 )

l= 80 mm

pm = 4*1661402.16*1/ 14*55*95 ≈ 90 Mpa < pam =120 Mpa

τf = 2*1661402.16*1/ 25*80*95 ≈ 17 Mpa < τaf = 60 Mpa

CAPITOLUL 10: ALEGEREA LUBRIFIANTULUI SI A SISTEMULUI DE UNGERE

Vascozitatea cinematica a uleiului (ν50 la temperatura de 50s C), necesar ungerii angrenajului conic se determina in functie de parametrul filmului de ulei χu :

χu = DF*σHc2/ 105*vtw,          unde  DF= duritatea cea mai mica a celor doua flancuri in contact

                                                  σHc= σHlim/ 1.25= 1530/1.25= 1224 Mpa

vtw = viteza tangentiala din polul angrenarii

vtw = п*dm1*nII / 60*103= п*61.18*485/ 60*103 ≈ 1.55 m/s

χu = 60*12242/ 105*1.55 ≈ 580 → ν50 = 125 cSt                ulei TIN 125 EP mediu aditivat

Ungerea se realizeaza prin imersiune (cufundare).

Roata introdusa in baia de ulei se cufunda corespunzator unui unghi optim δu pentru o racire si ungere eficienta:

 

δu = 0.260*= 0.260*≈ 1.44 radiani

δus= 180s* δu/ п = 180*1.44/ п ≈ 83s     unde a= difuzivitatea termica a uleiului

                                                                     a = 0.08 mm2 / s

Adancimea de imersare hm trebuie sa fie mai mare sau la limita egala cu inaltimea dintelui h= 13.2 mm (vezi cap 4.8), unde da este diametrul de cap al rotii imersate in ulei :

hm= da/2(1-cos δu/ 2)= 319/2(1- cos 83/2) ≈ 40 mm > h= 13.2 mm.

CAPITOLUL 11 : VERIFICAREA LA INCALZIRE A REDUCTORULUI

11.1    Randamentul angrenajului ηa

 

Randamentul angrenajului conic se determina cu relatia :

ηa = 1- μ*εα/ cosβ (1/z1+1/z2)Kμ                , unde :

μ= coeficientul de frecare dintre flancuri

μ= 0.1

β = unghiul de inclinare al danturii rotilor dintate conice cu dinti drepti

β = 0 → cos β = 1

z1,2= numarul de dinti ai rotilor aflate in angrenare

z1=12 dinti   (vezi cap. 4.4)

z2=53 dinti

εα= gradul de acoperire al angrenajului

εα= 1.5 (vezi cap. 4.9)

Kμ= factorul care tine seama de gradul de prelucrare al danturii, precum si de rodajul rotilor dintate

Kμ= 1.6

ηa = 1-0.1*1.5/1(1/12+1/53)1.6= 0.955

 

11.2    Randamentul lagarelor ηl

 

Randamentul ηl al unei perechi de lagare cu rulmenti cu role este 0.99.

11.3    Randamentul datorat pierderilor prin barbotare ηu

 

Randamentul care ia in considerare pierderile datorate antrenarii prin barbotarea lubrifiantului din baia reductorului se determina cu relatia :

ηu = 1-          , in care :

vtw= viteza tangentiala pe cercul de divizare al rotii cufundate in ulei

vtw= 1.55 m/s (vezi cap. 10)

b2= latimea danturii rotii cufundate in ulei

b2= 49 mm (vezi cap. 4.8)

νt = vascozitatea lubrifiantului la temperatura de functionare a reductorului

νt = 125 cSt (vezi cap. 10)

Pi= puterea de pe arborele rotii z1

Pi= 19.23 KW (vezi cap. 2.4)

z1 +z2= suma dintilor rotilor conice aflate in angrenare

z1 +z2= 12+53=65 (vezi cap. 4.4)

ηu = 1-0.999

 

11.4    Calculul randamentului total al reductorului ηR

 

Randamentul total al reductorului cu o treapta de reducere se determina cu relatia:

ηR = ηal2u = 0.955*0.992*0.999= 0.935

 

11.5    Calculul temperaturii medii de functionare a reductorului

 

In cazul racirii naturale in ipoteza functionarii de lunga durata si admitand ca toate pierderile se transforma in caldura si ca racirea carcasei se face in principal prin radiatie, temperatura medie de functionare este :

t = [Pp/ Kλ(1+ψ)S]+t0           unde,

Pp= puterea pierduta in reductor

Pp= [(1-ηR)/ηR]*Pe = [(1-0.935)/0.935]*0.999= 0.935 KW

Kλ= coeficientul de transfer de caldura prin carcasa reductorului

Kλ= 0.018 KW/m2*sC

Ψ= coeficientul care tine seama de evacuarea caldurii prin placa de fundatie

Ψ= 0.1

S= suprafata libera (fara placa de baza) de racire a carcasei

S= 2(x+z)y+x*z= 2(0.49+0.39)+0.49*0.36= 0.81 m2

t0 = temperatura mediului ambiant

t0 = 20s C

t = 1.04/[0.018(1+0.1)*0.81]+20 ≈ 85s C

11.6    Calculul sigurantei ungerii principalelor cuple de frecare din reductor

 

·        Siguranta ungerii rotilor dintate

 

Intre flancurile rotilor dintate lubrifiate cu ulei se formeaza o pelicula de lubrifiant care trebuie comparata cu suma inaltimilor rugozitatilor.

Se accepta ca indicator al sigurantei ungerii parametrul adimensional λ, ca fiind raportul dintre grosimea minima, hoc , a peliculei de lubrifiant realizate in conditii elastodinamice din polul angrenarii si abaterea medie patratica σ a inaltimii rugozitatilor considerate ca avand o distributie normala (Gauss) pe flancurile conjugate.

λ = hoc/ σ = hoc/ = hoc/1.11*

Ra1,2= rugozitatile flancurilor danturii

Ra1=1.6               Ra2= 3.2

hoc = 1.625*R`*(η0*v`*kp/ R`)0.74*(σH/ E`)-0.22          in care :

R`= raza de curbura a flancurilor in polul angrenarii

R`= dv1*dv2 *sinαo /4*av12= 73.82*1440.05*sin20s/4*756.93= 12 mm

dv1,2 = diametrele pinionului cilindric inlocuitor si respectiv al rotii cilindrice inlocuitoare

dv1 = 73.82 mm (vezi cap. 4.9)

dv2 = 1440.05 mm

av1,2 = distanta dintre axe a angrenajului cilindric inlocuitor pe conul frontal exterior

av1,2 = 756.93 mm (vezi cap. 4.9)

η0 = vascozitatea dinamica a lubrifiantului la temperatura medie de functionare a reductorului

η0 = ν0*ρ= 125*10-6*800= 0.1

v`= viteza redusa a flancurilor evolventice in polul angrenarii

v`= vtw*sinα0= 1.55*sin20= 0.53 m/s

kp = parametru de dependenta dintre vascozitate si presiune

kp ≈ 2*10-8 m2/N

σH = presiunea hertziana din polul angrenarii

σH = 159 Mpa (vezi cap.4.11)

E`= modulul de elasticitate echivalent

2/E`= [(1-ν12)/E1]+[(1-ν22)/E2] → 2/E`= [(1-0.32)/206000]+[(1-0.32)/206000]

→ E`=226373 Mpa

ν1,2 = coeficientii contractiei transversale Poisson

Pentru otel ν =0.3

E1,2 = modulele de elasticitate ale materialelor celor doua roti dintate

E1,2 = 226000 Mpa

        hoc = 1.625*12*(0.1*0.53*2*10-8/ 12)0.74*(159/226373)-0.22= 3.5*10-6 m

        λ= 3.5*10-6/ 1.11≈ 0.88

Flancurile au contact direct si apare uzarea prin adeziune.

11.7    Siguranta ungerii rulmentilor

 

Pentru contactul dintre corpurile de rostogolire si inele rulmentului siguranta ungerii se apreciaza prin parametrul adimensional λ :

λ= K*dm*(η0*kp*n)0.73*C0-0.09

η0 si kp au acelasi semnificatii ca la cap. 11.6

dm = diametrul mediu al rulmentului

dm = (D+d)/2= (140+90)/2= 115 mm (vezi cap. 7)

n = nIII = turatia inelui rotitor al rulmentului

nIII = 107.77 rot/min (vezi cap. 2.3)

C0= capacitatea statica de incarcare a rulmentului

C0= 39000 N

K= constanta ce depinde de tipul rulmentului

K= 2.2*103

λ= 2.2*103*115*(0.1*2*10-8*107.77)0.73*39000-0.09 ≈ 1.33

CAPITOLUL 12: ALEGEREA SI VERIFICAREA CUPLAJULUI ELASTIC

CUPLAJ ELASTIC CU BOLTURI (STAS 5982/6-81)

La cuplajul elastic cu bolturi , momentul de torsiune se transmite de la o semicupla la cealalta prin bolturile de fixare si prin bucsele elastice de cauciuc montate pe bolturi.Cuplajul se executa in tip N , normal,care este cel mai utilizat.

Semicuplele se executa in varianta constructiva Cf in functie de forma capatului de arbore si de necesitatea fixarii axiale.

Semicuplele cu fixare frontala Cf se utilizeaza in cazul in care in timpul functionarii apar forte axiale care pot conduce la deplasare axiala a semicuplei pe capatul de arbore.

Marimea cuplajului se alege in functie de momentul de torsiune de calcul Mtc ,luand in considerare regimul de lucru al masinii antrenate si al celei motoare prin intermediul unui coeficient de serviciu cs, corelat cu diametrul capatului de arbore.

Mtc = cs*Mt ≤ Mtn

Mtc= momentul de torsiune de calcul

Mt = momentul de torsiune nominal transmis de arborele respectiv

Mt = MtIII = 1661402.16 Nmm (vezi cap. 2.5)

cs = 1.5

Mtn= 2650000 Nmm (vezi cap. 2.5)

Mtc= 1.5*1661402.16= 2492103.24 Nmm < Mtn


CEB 8N-P 80 / Cf 122 – OT 60-3 STAS 5982 / 6-81

Boltul este solicitat la incovoiere , tensiunea maxima se afla in sectiunea de incastrare cu semicupla.Sarcina pe bolt F1 este generata de momentul de torsiune de calcul transmis prin cuplaj :

σib = Mi/Wi = F1(l3-l2+S)/2*п*d53/32  ≤ σai = 60 Mpa

F1= forta tangentiala pe bolt ce trebuie aplicata la diametrul D1 de montaj al acestuia

F1=2*Mtc/D1*z= 2*2492103.24/205*10 ≈ 2431 N

D1= diametrul de montaj al bolturilor

D1= 205 mm

z= numarul de bolturi

z= 10

d5 = diametrul boltului in zona de incastrare

d5 = 32 mm

l2,l3,S = elementele geometrice ale semicuplei

l3= 124 mm

l2= 79 mm

S= 4 mm

σib = 2431(124-79+4)*32/ 2*п*323= 18.5 Mpa < σai

Se verifica si fenomenul de strivire a bucsei elastice din componenta cuplajului care are loc pe suprafata de contact dintre bolt si bucsa elastica (manson din cauciuc), cat si pe suprafata de contact dintre bucsa elastica si alezajul semicuplei.Geometria acestei bucse conduce la o suprafata de contact mai mica intre bolt si bucsa decat intre bucsa si semicuplaj.Tensiunea de contact este mai mare deci, pe suprafata dintre bolt si bucsa.

pm = F1/[d3(l3-l2)]  ≤ pma= 5 Mpa

pm = 2431/36(124-79)= 1.5 Mpa   ≤ pma

unde d3= d5+4= 32+4= 36 mm

 

BIBLIOGRAFIE:

-“PROIECTAREA TRANSMISIILOR MECANICE”-IOAN DAN FILIPOIU, ANDREI TUDOR  editura BREN 2003

-“ORGANE DE MASINI.VOL I”- GHEORGHE MANEA editura Tehnica, Bucuresti, 1970

 








Politica de confidentialitate

DISTRIBUIE DOCUMENTUL

Comentarii


Vizualizari: 1157
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 2019 . All rights reserved

Distribuie URL

Adauga cod HTML in site