Mecanisme

Mecanisme

Se da mecanismul cu schema cinematica din figura urmatoare:

Date de intrare

- constructive

AB = 0,3 m

BC = 1,6 AB=0,48 m

CD = 2,2 AB=0,66 m

AD = 2,5 AB=0,75 m

MB = AB

- pozitional cinematice ale elementului conducator 1

, cu - constant

Date de iesire

Studiul a 3 mecanisme aplicate tehnic in constructia de masini:

schema aplicatiei

denumirea aplicatiei

descrierea functionarii aplicatiei

a) Discul de Malta cu 8 caneluri interioare este antrenat prin mecanismul menivela-culisor ABCM, al carui punct M descrie traiectoria cu portiunile rectilinii M₂M₂¹, M₁M₁¹, ortogonale, coincidente cu axele canelurilor.

b) In figura a) s+a reprezentat schema cinematica a unui mecanism cu oprire, iar in figura b) este reprezentata o aplicatie a acestuia la un dozator automat.In timp ce punctul de biela M parcurge portiunea de cerc MM₀M₁, adica in timp ce cupla D coicide cu centrul cercului K.

c) Locomotiva cu doi cilindri verticali asezati lateral, construita in 1813 de Puffing Billy, sunt utilizate doua mecanisme cu Watt-Evans dublu-balansier identice, ABCD, asezate lateral, in care punctul de ghidare rectiliniar al tijei pistonului este M.Miscarea punctului M al balansierului BCM, prin biela MF se transforma in miscare de rotatie continua a manivelei FG, care o transmite la roata dintata concentrica cu ea si apoi la rotile motoare, prin intermediul angrenajelor.

Analiza structurala a mecanismului din tema

Analiza cinematica a mecanismului in (grafo-analitica)

3.1 Schema cinematica

- coordonatele punctelor caracteristice

- unghiurile de pozitie ale elementelor 2 si 3

3.2 Vitezele

3.3 Acceleratiile

Partea grafica cuprinde fise cu schemele celor 3 mecanisme (capitolul I) si o plansa care detine :

schema la scara a mecanismului

poligonul vitezelor

poligonul acceleratiilor

Capitolul II: Analiza structurala

2.1. Schema cinematica a mecanismului

2.2. Familia

2.3. Mobilitatea mecanismului

;

;

2.4. Interpretarea rezultatului

mecanismul este dezmodrom cu elementul conducator 1.

2.5. Schema structurala a mecanismului fundamental

Partea II. Organe de masini

Sa se proiecteze elementele componente ale unei transmisii mecanice de reducere a turatiei care face parte din lantul cinematic de antrenare a gaterului in industria lemnului

Transmisia va avea urmatoarele componente inseriate :

Ø     motor electric asincron trifazat cu rotorul in scurtcircuit ;

Ø     transmisie cu curele trapezoidale ;

Ø     reductor cu un angrenaj cilindric exterior cu roti drepte.

Schema cinematica a transmisiei este prezentata in figura 1.

ME - motor electric ;

TCT - transmisie cu curele trapezoidale ;

RC - reductor cilindric cu o treapta ;

I, II, III - arborii transmisiei ;

z₁ - pinionul ;

z₂ - roata dintata condusa ;

C - cuplaj ;

ML - masina de lucru.

Date de proiectare :

Denumirea masinii antrenate: Gater in industria lemnului

Puterea utila necesara la arborele III:

_{Turatia necesara la arborele III:} rot/min

Raportul de transmitere nominal al reductorului:

_{Durata zilnica de functionare a transmisiei:} D_zilnica ore

Durata totala de functionare a angrenajului: L_h = 10 000 ore

Regimul de lucru al masinii antrenate: socuri medii

Factorul de suprasarcina la pornire: K_A = 1,8

Capitoul I. Studiul a trei variante de reductoare cu o treapta

Reductor cu roti dintate cilindrice cu o treapta :

Reductoarele cu o treapta (fig.2.1.), sunt folosite pentru puteri pana la 515 KW, cand ungerea se face prin barbotare si pana la 950 KW, cand ungerea este fortata.Randamentul este 0,98.0,99 in cazul variantei cu roti cu dinti drepti sau inclinati si 0,97.0,98 la roti dintate cu dinti in "V''.

Reductor cu roti dintate conice cu dinti curbi cu o treapta:

Se folosesc in cazul transmiterii puterii intre arbori cu axe concurente pentru rapoarte de transmitere i=1..6 si numai atunci cand constructia masinii impune utilizarea lor.Cum de obicei o roata dintata conica este in consola (fig.2.8.), conditiile de lucru ale dintilor sunt mult inrautatite.La reductoarele de putere mare, pentru inlaturarea acestui dezavantaj, se pot utiliza angrenajele pseudoconice sau hipoide la care ambele roti pot fi montate intre reazeme (fig.2.9.)

Reductor cu roti dintate pseudoconice cu o treapta :

Randamentul acestor reductoare este 0,980,99.

Capitoul II. Alegerea electromotorului

Date de intrare :

rot/min

2.1. Randamentul transmisiei

- randamentul transmisiei cu curele trapezoidale

- randamentul angrenajului cilindric cu dinti drepti

- randamentul unui lagar cu rulment

= 0,95

= 0,98

_{=91,2 %}

2.2. Puterea necesara a motorului

=

=

=6,6 KV

2.3. Adoptarea puterii standardizate

Adopt = _{7,5 KW} STAS 2474 - 68

2.4. Turatia necesara la intrarea in reductor (arborele II)

= 510 rot/min

2.5. Turatia necesara la arborele motorului(arborele I)

- se recomanda ca sa fie: 1,5

Adopt

510∙2=1020 rot/min

1020 rot/min

2.6. Adoptarea turatiei standardizate

Adopt    rot/min STAS 1893 - 72

2.7. Tipul si caracteristicile motorului

TIP 132M

P 7,5 KW

n = 960 rot/min

d = diametrul arborelui de iesire

d = 38 mm

Capitoul III. Determinarea rapoartelor de transmisie

= raport de transmisie total

Recalculare:

Capitoul IV. Calculul transmisiei cu curele trapezoidale

Elementele geometrice ale rotii de curea

4.1. Date initiale:

= puterea utila a curelei

= puterea de calcul

= 7,5 KW

= 1435 rot/min

Regimul de lucru al transmisiei : variatii neansemnate.

Raportul de transmitere   

_{ic = 1,88}

4.2. Tipul curelei

Adopt curea trapezoidala ingusta

TIP SPZ = 63 - 180

4.3. Diametrul primitiv al rotii mici,

_Adopt 125 mm

4.4. Diametrul primitiv al rotii mari,

=

  = 235 mm

  Adopt D_P2 =250 mm

4.5. Diametrul primitiv mediu al rotilor de curea,

187,5 mm

4.6. Distanta dintre axe, preliminara

A ()

A

A

Adopt A preliminar 500 mm

4.7. Unghiul dintre ramurile curelei,

_rad

4.8. Unghiul de infasurare la roata mica de curea,

= 180˚-14,25

= 165,75 = 165˚45

4.9. Unghiul de infasurare la roata mare de curea,

= 180˚ +

= 180˚ + 14,25

=194,25=20115

4.10. Lungimea primitiva a curelei, L_p

=1000+187,5π+=1596,51 mm

Adopt mm

4.11. Distanta dintre axe definitiva

q=1953

  501,34 mm

4.12. Viteza periferica a curelei

6,68 m/s

4.13. Coeficientul de functionare

4.14. Coeficientul de lungime

4.15. Coeficientul de infasurare

4.16. Puterea nominala transmisa de o curea

Dp₁ = 125 mm n₁ = 960 rot/min

i =

pentru    i = P₀ = 2,45 KW

i P₀ = 2,49 KW

D_i DP₀ = 2,49-2,45 = 0,04 KW

D_i DP₀ = x KW

= 0,02

P₀ = 2,45 + 0,02

P₀ = 2,47 KW

Adopt KW

4.17. Numarul de curele preliminar

Z₀

4.18. Coeficientul numarului de curele, c_z

c_z=0,90

4.19.Numarul de curele definitiv, z

z==4,44

Adopt numarul de curele z=4.

4.20. Numarul de roti ale transmisiei

x =

4.21. Frecventa incovoierilor curelei

f=8,34 Hz

4.22. Forta periferica transmisa

[N]

F=1123,6 [N]

4.23. Forta de intindere a curelei

S_a=1685,4 N

Adopt S_a=1685 N

4.24. Cotele de modificare a distantei dintre axe

x0,03 L_p=0,03∙1600=48

y0,015 L_p=0,015∙1600=24

Adopt : x=48 mm

y=24 mm

4.25. Dimensiunile canalelor rotilor de curea

Sectiunea canalului: Z

l_p=8,5 mm; n_min=2,5 mm; m_min=9 mm; f=8 mm; e=12 mm; =38^o; r=0,5 mm; D_p1=125 mm; D_p2=235 mm; D_e1=125+5=130 mm;

D_e2=235+5=240 mm; B=(z-1)e+2f=(2-1)12+2∙8=28 mm.

Capitoul V. Proiectarea angrenajului reductorului

5.1. Predimensionarea

Date de proiectare

- Puterea nominala de transmis la arborele pinionului : P₁ [KW]

KW

-Turatia arborelui pinionului : n₁ [rot/min]

=

rot/min

- Raportul de transmitere : i_R = 4,25

- Durata de functionare a angrenajului: ore

- Conditii de functionare:

Ø     sursa motoare: motor electric asincron trifazat cu rotorul in scurtcircuit;

Ø     felul masinii de lucru: Transportor cu banda;

Ø     caracterul sarcinii si marimea socurilor: vibratii.

- Siguranta in functionare impusa: normala (99%)

- Abaterea admisa a raportului de transmitere: 0,2

5.2. Determinarea elementelor de baza ale angrenajului

Acestea sunt:

Ø     organul de referinta al danturii: cremaliera cu dinti drepti STAS 821 - 82;

Ø     modulul danturii;

Ø     numerele de dinti ai rotilor;

Ø     suma coeficientilor de deplasare a danturii; repartizarea pe roti.

1. Viteza periferica a pinionului

ms ^-1;

1 KW = 1,36 CP

1 CP = 0,736 KW

P₁=7,12∙1,36=9,68 CP

2. Alegerea materialului, a tratamentului termic si a tehnologiei de fabricare a rotilor dintate

Adopt OLC45

Tehnologie: semifabricat degrosare tratament termic de imbunatatire strunjire de finisare danturare finala

Tratament termic: imbunatatit

3. Alegerea treptei de precizie a angrenajului

Dat

Treapta de precizie: 7 - 8

Proces tehnologic final: freza de precizie medie: 8 - 9

Domeniul de aplicatie: reductor de uz general: 6 - 9

Adopt treapta de precizie: 8

4. Tensiunile admisibile ale materialelor rotilor la solicitarile de baza

a) La solicitarea la oboseala de contact a flancurilor

Se adopta:

- tensiunea limita;

- factorul durabilitatii la solicitarea de contact;

- factorul raportului duritatii flancurilor;

Pentru semifabricat laminat:

Adopt HB = 1750

N/mm²

N/mm²

- numarul ciclurilor de solicitare

rot /min

= 1

= 1

Adopt

b) La oboseala de incovoiere a piciorului dintelui

- tensiunea limita;

- factorul durabilitatii la solicitarea de incovoiere;

- factorul relativ de sensibilitate a materialului la concentrarea de tensiune la baza dintelui, la durabilitate nelimitata;

Adopt duritatea HB 1700

==1

5. Determinarea distantei dintre axe minim necesara

5.1. Adoptarea coeficientilor dimensionali

1. Coeficientul diametral , al latimii danturii

Adopt

2. Coeficientul axial , al latimii danturii

Adopt

5.2. Adoptarea factorului regimului de functionare,

Adopt K_A=1,25

5.3. Determinarea momentului de torsiune la arborele pinionului

;

5.4. Determinarea factorului de elasticitate al materialelor rotilor,

Z_E=189,8 MPa

5.5. Determinarea distantei dintre axe

- raportul de angrenare

mm

Adopt mm

6. Verificarea alegerii corecte a materialului

6.1. Diametrele de divizare preliminare ale rotilor

;

mm

mm

6.2. Latimea preliminara a rotilor

mm

mm

7. Calculul modulului minim necesar

; ; ; ; ; ; ;

8. Adoptarea preliminara a modulului standardizat

Adopt m_STAS=1

- pentru roti imbunatatite:

se verifica relatia de mai sus

9. Calcularea numarului de dinti ai rotilor

9.1. Numarul maxim de dinti ai pinionului; adoptarea

Adopt

9.2. Recalcularea modulului

Adopt mm

9.3. Numarul de dinti ai rotii conjugate

- se rotunjeste la intreg

_{Adopt Z2=64}

10. Verificarea raportului de transmitere

Abaterea:

Trebuie sa fie indeplinita conditia:

este indeplinita conditia

11. Distanta dintre axe de referinta

mm

Se recomanda sa fie indeplinita conditia:

12. Adoptarea sumei coeficientilor de deplasare a danturii

Adopt

- Repartizare pe cele doua roti:

5.3. Calculul geometric al angrenajului

Date initiale:

Numerele de dinti: ;

Modulul standardizat mm

Profilul de referinta standardizat (STAS 821-82)

; ; ;

Suma coeficientilor de deplasare a danturii

Repartizarea coeficientilor de deplasare pe roti: ;

3.1. Elementele geometrice ale rotilor dintate

3.1.1. Diametrele de divizare

mm

mm

3.1.2. Diametrele de baza

mm

mm

3.1.3. Inaltimea capului dintelui

mm

mm

3.1.4. Diametrele de cap

mm

mm

3.1.5. Inaltimea piciorului dintelui

mm

mm

3.1.6. Diametrele de picior

mm

mm

3.1.7. Pasul de divizare

mm

3.1.8. Pasul de baza

mm

3.1.9. Arcul dintelui pe cercul de divizare

3.1.10. Unghiul de presiune al evolventei pe cercul de cap

3.2. Elementele geometrice ale angrenajului

3.2.1. Distanta dintre axe, de referinta

mm

3.2.2. Unghiul de angrenare

;

3.2.3. Diametrele de rostogolire

mm

mm

3.2.4. Distanta dintre axe

mm

3.2.5. Modificarea distantei dintre axe

Coeficientul modificarii distantei dintre axe

3.2.6. Scurtarea dintilor

Coeficientul scurtarii capului dintilor pentru relizarea jocului standardizat

3.3. Verificarea calitatilor geometrice ale danturilor

3.3.1. Verificarea lipsei ascutirii dintilor pe cercul de cap

3.3.1.1. Arcul dintelui pe cercul de cap

3.3.1.2. Verificarea

- pentru roti de imbunatatire

Se compara:

se verifica relatiile de mai sus

3.3.2. Verificarea lipsei subtaierii

a. Numarul minim de dinti ai rotilor

b. Se verifica indeplinirea conditiilor:

Adica:

se verifica

3.4. Verificarea calitatilor geometrice ale angrenajului

3.4.1. Verificarea continuitatii angrenarii

Se calculeaza gradul de acoperire

Se verifica indeplinirea conditiei:

conditia este indeplinita

3.4.2. Verificarea lipsei interferentei profilurilor in functionare

a. Razele inceputului profilului evolventic al dintilor

mm

mm

b. Raza intrarii in angrenare

mm

c. Raza iesirii din angrenare

mm

d. Verificare

1,18>0,69

18,95>16,37

Sunt verificate conditile.

3.5. Calculul dimensiunilor nominale de control al danturilor

3.5.1. Numarul de dinti in intervalul de masurare a cotei

3.5.2. Cota (lungimea) peste N dinti

3.6. Adoptarea formei constructive a rotilor angrenajului (preliminar)

3.6.1. Pinionul

mm ; mm ;

N∙mm

Adpot

mm

Adopt mm

pinionul se construieste in forma roata separata de arbore

pinionul se construieste roata disc plin

3.6.2. Roata condusa

mm

mm roata condusa se construieste disc plin

3.6.3. Schitele solutiilor constructive ale rotilor

Roata disc plin pentru pinion si pentru roata condusa

3.6.4. Latimea comuna de contact a danturii

mm

mm

Adopt mm

mm

3.6.5. Latimea pinionului

mm

Adopt mm

Capitoul VI. Proiectarea arborelui de intrare al reductorului

Arborele de intrare al unui reductor antrenat cu curele

1.Date deproiectare

1.1.Puterea pe arbore P[KW]

P=P_II=P_ME∙η_c=7,5 ∙ 0,95=7,125 KW

1.2.Turatia n [N∙mm]

n_II===511 rot/min

1.3.M_t pe arbori

M_t = M_tII = 9,55∙10⁶ [N∙mm]

M_t = 9,55 ∙ 10⁶ = 133,16∙10³ N∙mm

1.4. Organe de masini dispuse pe arbore si modul de solidarizare cu acestea

Roata condusa, asanblata prin pana paralela;

Rulment, asamblat prin presare;

Pinionul, asamblat prin pana paralela.

1.5. Conditii de functionare - normale

2. Predimensionarea arborelui

Urmareste determinarea diametrului arborelui considerat initial constant.

Determinarea din conditiile de rezistenta la torsiune:

mm

Adopt d_STAS=17 mm

2.1. Determinarea distantei dintre reazemele arborelui

Se cunosc:

B=28 mm

b₁=41 mm

Se determina:

B_r=(0,4..0,8)d

=10,2 mm

l₂=15..25 - distanta dintre pinion si rulment

Adopt l₂=20 mm

l₃=30.40 - distanta dintre rulment si roata condusa, cu curea

Adopt l₃=35

Se calculeaza:

l=b₁+2l₂+B_r

l=41+2∙20+10,2=91,2 mm

l₄=0,5B_r+l₃+0,5B

l₄=0,5∙10,2+35+0,5∙28=54,1 mm

2.2. Calculul la incovoiere

2.2.1. Forta care actioneza pe arbore

a) Forta din transmisiile cu curele, S_a

S_a=

e=2,718; μ=0,35;

β₂=3,51 rad

γ=0,37 rad

D_P2=315 mm

F_tII= N

S₁== N

N

N

rad

b) Forta din angrenaj

F_tII= N

F_rII=F_tII∙tgα_w=11,39∙10³∙0,38=4326,7 N

2.2.2. Diagrama de forte si momente

2.2.3. Repartizarea fortelor in doua plane perpendiculare

Planul orizontal, H: S_acosθ=2047,02∙0,99=2026,55 N;

F_tII=11,39∙10³ N

Planul vertical, V: S_asinθ=2047,02∙0,11=225,17 N;

F_rII=4,33∙10³ N

2.2.4. Determinarea relatiei de rezistenta

a)    In planul H: S_acosθ-R_BH+F_tII-R_DH=0

S_acosθ∙(l+l₄)-R_BH∙l+F_tII∙0,5∙l=0

R_BH= N

R_DH=-R_BH+F_tII+ S_acosθ=-8,92∙10³+11,39∙10³+2047,02∙0,99=4,5∙10³ N

b)    In planul V: S_asinθ-R_BV+F_rII-R_DV=0

R_BV= S_asinθ(l+l₄)-R_BV∙l+F_rII∙0,5∙l=0

R_BV= N

R_DV= S_asinθ-R_BV+F_rII=2047,02∙0,11-6050+4330=-1,494∙10³ N

2.2.5. Calculul momentelor incovoietoare

a)    In planul H:

M_AB=S_a∙x∙cosθ:

M_BC=S_a(l₄+x)cosθ-R_BH∙x:

M_DC=R_DH∙x:

b)    In planul V:

M_AB=S_a∙xsinθ:

M_BC=S_a∙(l₄+x)sinθ - R_BV∙x=0

M_DC=R_DV∙x=0

d)Momentul incovoietor rezultant

M_ij= ; j=A,B,C,D

M_iA=

M_iC=

M_iC2=

M_iD=

2.2.6.Solicitarea la torsiune

M_t=M_tII=133,16∙10³ N∙mm