Tema proiectului

Sa se priecteze cutia de viteze a unei masini unelte specializate pe operatia de strunjire cu urmatoarele date cunoscute:

Diametrul minim de prelucrare : dmin = 18 mm

Diametrul maxim de prelucrare : dmax = 52 mm

Viteza maxima de aschiare : Vas max = 26 m/min

Pierderea de productivitate : Δpmax = 20%

Avansul : s = 0.22 m/rot

Materialul prelucrat : sr = 49 daN/mm2

Durabilitatea : T = 60 min

Scula : Rp

Rata progresiei geometrice : φ = 1.25

Cuplarea motorului la cutia de viteze este prin curele trapezoidale

Etapele proiectului

1. Determinarea gamei de turatii.

2. Stabilirea schemei cinematice optime. Alegerea motorului electric de antrenare.

3. Trasarea diagramei structurale si de turatii.

4. Determinarea numarului de dinti a rotilor dintate. Calculul turatiilor reale.

5. Determinarea pierderilor relative de turatie.

6. Calcului modulului si ale elementelor constructile ale rotilor.

7. Calcului transmisiei prin curele.

8. Calcularea dimensiunilor arborilor.

9. Realizarea desenului de ansamblu, de executie si a desenului arborelui principal.

Determinarea gamei de turatii

Stabilirea turatiei minime si maxime :

Viteza de aschiere este:

Coeficientul de turatie este:

Stabilirea numarului de viteze :

n1 = nmin = 159

nk = nmax = 460 ... k = ?

Dupa stas seria de turatii este urmatoarea:

n1 = 140 rot/min

n2 = 180 rot/min

n3 = 224 rot/min

n4 = 280 rot/min

n5 = 355 rot/min

n6 = 450 rot/min

Stabilirea schemei cinematice optime. Alegerea motorului electric de antrenare

Pentru construirea unei scheme cinematice este necesara stabilirea formulei structurale. Pot fi utilizate urmatoarele formule structurale:

a. z = 6 = 3 x 2

b. z = 6 = 2 x 3

c. z = 6 = 2(1 + 1 x 2)

d. z = 6 = 2(1*+ 1 x 2)

Schema de aschiere la un strung:

ghidaj

sanie longitudinala

piesa

cutit

arboreprincipal

papusa mobila

papusa fixa

Fy

Fx

Fy

Fx

Varianta Nr.Rd Nr. Arb. Nr.bld. Nr.cplI. 3x2 10 3 2 -II. 2x3 10 3 2 -III. 2(1+1

·2)14 5 3 -

IV. 2(1*+1·2)

13 5 3 1

Compunerea fortelor la aschiere:

Fz

Fy

Fx

F

t = adancimea de aschiere (5mm)

s = avansul (0.22m/rot)

CFz = 200

XFz = 1; YFz = 0.75

kFz= 1 ÷ 1.5

Fz = 200 · 51 · 0.220.75 ·1.3

Fz = 417.6 [daN]

Puterea necesara aschierii este data dupa urmatoarea formula:

V – 26 m/min

μ = μTC · μRDn · μRUL

m · μA · μK

μTC = 0.98; μRD = 0.98; μRUL = 0.99; μA = 0.95; μk = 0.98;

n – numar de angrenaje ce transmit miscarea la un moment dat = 2.

m – numarul de rulmenti = 6.

μ = 0.98 · 0.982 · 0.996 · 0.95 · 0.98

μ = 0.82

ASI 100L – 28 – 8 (nm – 705 [rot/min], N - 0.75 [Kw])

Trasarea diagramelor structurale si de turatie.

Reprezentarea grafica sub forma de diagrama a structurii cutiei de viteze ce furnizeaza informatii despre numarul arborilor, angrenajelor din fiecare grupa cinematica, trepte de turatie pentru fiecare arbore intermediar si pentru arborele final si valoarea saltului de turatie.

Alegerea diagramei de turatii optime se face tinand cont de :

Sa fie de tip arborescent

Saltul de turatie nu trebuie sa depaseasca 8

Saltul trebuie sa fie crescator

Numarul diagramelor posibile se poate calcula cu urmatoarea relatie:

k – numarul de termeni ai ecuatiei

n,m,p – numarul de factori identici ai ecuatiei

Pentru ecuatia de forma 6 = 3 x 2 avem:

a b

c d

a. 6 = 31 x 23

b. 6 = 32 x 21

c. 6 = 21 x 32

d. 6 = 23 x 31

Diagramei de turatii aleasa ca fiind cea mai buna este:

In final in realizarea schemei cinematice pentru cutia noastra, se adauga un al 4-lea ax pentru a micsora efectele de fibrare ale cutiei de viteze. De asemenea acest al 4-lea arbore este cel principal cu o roata dintata fixa.

zz

z

zz

z

zz

zz

z

Determinarea numarului de dinti ai rotilor dintate

Calculul se face pe grupe cinematice dupa cum urmeaza: I – II, II – III, III – IV.

Grupa 1 – z1/z2, z3/z4, z5/z6

Grupa 2 – z7/z8, z9/z10

Grupa 3 – z8/z11

Grupa 1 – dupa calculele aferente se realizeaza un tabel in care se reprezinta rapoartele de transmisie (descrescator, constant, crescator), numerele prime intre ele si raportul numarului de dinti.

Pentru transmiterea puterii de la un arbore la altul trebuie utilizat un numar minim de dinti la rotile dintate folosite. Acest numar este:

unde avem mai departe:

Mmin = c.m.m.d.c. al termenilor comuni si necomuni ai sumelor de forma (An+Bn). La noi este 2 si 9. Asadar 2 · 32 = 18.

Cmin = catul minim

zmin – numarul minim de dinti ai unei roti dintate cu dantura necorijata = 17

Asadar numarul minim de dinti intr-un angenaj nu este mai mic de 54.

Pentru a afla numarul de dinti pentru roata conjugata folosim urmatoarea formula:

Aflarea celei dea doua roti reiese din formula:

Deci pentru fiecare roata dintata in parte se afla numarul de dinti:

z1 = 54 · 1/2 = 27

z2 = 54 - 27 = 27

z3 = 54 · 4/9 = 24

z4 = 54 - 24 = 30

z5 = 54 · 5/9 = 30

z6 = 54 · 30 = 24

Ratia geometrica

1+1=2

5+4=9

4+5=9

Grupa 2

Numarul minim de dinti este 72

Mmin = 18

Numarul de dinti ai rotii conjugate si complementara acesteia:

z7 = 72 · 5/9 = 40

z8 = 72 - 40 = 32

z9 = 72 · 7/18 = 28

z10 = 72 - 28 = 44

Ratia geometrica

5+4=9

7+11=18

Grupa 3

Datorita faptului ca z11 intra in angrenaj cu z8 aceasta roata va avea caracteristicile grupei a 2-a. Deci:

z8 = 32 deci z11 = 40

Determinarea valorilor reale ale treptelor de turatie

Determinarea pierderilor relative de turatie

nr – turatia reala

nn – turatia normalizata

In general pierderea de turatii este acceptata intre valorile de -2 ÷ 3%. Asadar diagrama pierderilor de turatii este urmatoarea:

Calculul modulului si al elementelor constructive ale rotilor dintate

Modulul minim necesar va rezulta din conditia asigurarii rezistentei minime la incovoiere la baza dintelui, avand in vedere conditia de functionalitate a majoritatii masinilor unelte ce au in componenta roti dintate.

Deoarece Σ numarului de dinti ale angrenajelor mintate intre doi arbori este constant, modulul va fi acelasi pentru toate angrenajele.

Calculul se face pentru angrenajul ce contine pinionul cu nr cel mai mic de dinti. Se considera cunoscute urmatoarele date:

P0 – puterea de intrare in lantul cinematic

n0 – turatia de intrare in lantul cinematic

nki – turatia pe fiecare arbore k dupa caum apare in diagrama de turatii

iki – raportul de transmisie pentru fiecare angrenaj

ik – raportul de transmitere corespunzatoare angrenajului cu pinionul cu numarul cel mai mic de dinti

Mtk – momentul de torsiune pe arborele k, determinat de turatia minima nk.

μL – randamentul lagarului = 0.99

μtm – randamentul transmisiei mecanice = 0.98

ki – factorul dinamic exterior = 1.25

kv – facorul dinamic interior = 1.15

kα – factor re repertitie frontal = 1.15

kβ – factor de repartitie longitudinala a sarcinii pentru solicitarea piciorului dintelui = 1.15

yF – factorul de forma a dintelui = 2.4

yB – factorul unghiului de inclinare a dintelui = 1

ψa – raport intre latimea rotii si latimea intre axe = 0.4

σFP – tensiunea admisibila de incovoiere la oboseala a piciorului dintelui

σ0lim – lensiunea limita pentru oboseala la incovoiere = 588 Mpa

kFN – factorul minim de cicluri de functionare = 1 pentru un numar > de 107

cicluri de functionare.

yFX – facor de forma = 1 pentru module <5

yS – factorul concentratorului de tensiuni in functie de influenta razei de racordare a piciorului dintelui = 1

SF – factorul de siguranta = 1.5

Grupa 1

ik = 4/5

zk = 24 dinti

P1 = Pm · 0.92 · 0.99 = 0.75 · 0.98 · 0.992 = 0.67 kW

Mt1 = 955 · 104 · 0.67/355 = 18024 Nm

σFP = 588/3 = 196 Mpa

Valoarea lui m1 trebuie rotunjita dupa valoarea modulelor standard:

0.5, 1, 1.5, 2, 2.5

Se alege valoarea imediat urmatoare fata de valoarea calculata, deci m1 = 1.5

Grupa 2

ik = 7/11

zk = 28 dinti

P2 = P1 · 0.98 · 0.99 = 0.75 · 0.92 · 0.992 = 0.64 kW

Mt2 = 955 · 104 · 0.64/280 = 21830 Nm

σFP = 588/3 = 196 Mpa

Valoarea lui m2 trebuie rotunjita dupa valoarea modulelor standard:

0.5, 1, 1.5, 2, 2.5

Se alege valoarea imediat urmatoare fata de valoarea calculata, deci m2 = 2

Grupa 3

Datorita faptului ca rotile z8 si z11 sunt in angrenaj permanent rezulta ca trebuie sa aiba acelasi modul cu cel din grupa cinematica 2.

Calculul elementelor geometrice pentru rotile dintate.

Ddi – diametrul de divizare

Dei – diametrul exterior

Dfi – diametrul la fund

hai – inaltimea dintelui

hfi – inaltimea piciorului dintelui = 1.25 · m

A – distanta intre axele rotilor

Bi – latimea rotii

Ψa – 0.4

Grupa 1 : m = 1.5,

AI-II – mm

Rapoarte – 24/30, 27/27, 30/24, rotile 1....6

Grupa 2 : m = 2,

AII-III – mm

Rapoarte – 40/32, 28/44, rotile 7....10

Grupa 3 : m = 2,

AIII-IV – mm

Rapoarte – 32/40, roata 11

Dd1,2 = 27 · 1.5 = 40.5mm

De1,2 = 40.5 + 2 · 1.5 = 43.5mm

Df1,2 = 40.5 – 2(1.25 · 1.5) = 36.75mm

B1,2 = 0.4 · 40.5 = 16.2mm

Dd3,6 = 24 · 1.5 = 36mm

De3,6 = 36 + 2 · 1.5 = 39mm

Df3,6 = 36 – 2(1.25 · 1.5) = 32.25mm

B3,6 = 0.4 · 40.5 = 16.2mm

Dd4,5 = 30 · 1.5 = 45mm

De4,5 = 45 + 2 · 1.5 = 48mm

Df4,5 = 45 – 2(1.25 · 1.5) = 41.25mm

B4,5 = 0.4 · 40.5 = 16.2mm

Dd7,11 = 40 · 2 = 80mm

De7,11 = 80 + 2 · 2 = 84mm

Df7,11 = 80 – 2(1.25 · 2) = 75mm

B7,11 = 0.4 · 72 = 28,8mm

Dd8 = 32 · 2 = 64mm

De8 = 64 + 2 · 2 =68 mm

Df8 = 64 – 2(1.25 · 2) = 59mm

B8 = 0.4 · 72 = 28.8mm

Dd9 = 28 · 2 = 56mm

De9 = 56 + 2 · 2 = 60mm

Df9 = 56 – 2(1.25 · 2) = 51mm

B9 = 0.4 · 72 = 28.8mm

Dd10 = 44 · 2 = 88mm

De10 = 88 + 2 · 2 = 92mm

Df10 = 88 – 2(1.25 · 2) = 83mm

B10 = 0.4 · 72 = 28.8mm

Calculul parametrilor transmisiei prin curele

Se cunosc urmatoarele date:

- Puterea motorului P = 0.75kW

- Turatia motorului nm= 705 rot/min

- Turatia rotii conduse n0= 355 rot/min

Conform STAS se alege o curea ingusta de tip SPZ cu urmatoarele caracteristici:

- Latimea primitiva Lp= 8.5mm

- Inaltimea h = 8mm

Raportul de transmitere intre cele doua roti este:

Se alege diametrul primar al rotii conducatoare dupa STAS.

Dpi = 63...180

Se va alege o valoare rotunda, deci Dp1= 100mm.

De la aceasta marime se calculeaza diametrul rotii conduse:

Dp2= in· Dp1= 198mm

Dpmediu = (Dp1+Dp2)/2 = 149mm

Se calculeaza distanta preliminara intre axele celor doua roti de curea

Calculam unghiurile δ dintre ramurile curelei.

δ = 2 arcsin 0.16 = 2 · 9.38

δ = 18.76

calculam unghiurile β1, β2, de infasurare a curelei pe roti:

1

2

Dp1

Dp2

A

Calculul vitezei periferice v a curelei:

Calculul lungimii primitive a curelei:

Din STAS se alege cea mai apropiata marime de cea calculata, cureaua folosita de noi va fi SPZ 1120mm.

Se recalculeaza distanta dintre axele rotilor dupa cum urmeaza:

A = 322.36mm

Se calculeaza numarul de curele necesare transmisiei:

Cf – 1.1, CL – 0.93, Cβ – 0.93, P0 – 0.68kW, Cz – 0.95

Calculul frecventei incovoierilor:

Calculul fortei periferice:

Calculul fortei de intindere a curelei:

Calculul cotelor de modificare a distantelor axiale:

Calculul diametrelor exterioare pentru rotile de transmisie:

Calculul latimii rotilor transmisiei:

Elementele goemetrice ale rotii de cutea:

Conform STAS avem urmatorii parametrii:

- Lp – latimea primara = 8.5 mm

- hc – inaltimea canalului deasupra liniei primitive = 2.5 mm

- m – adancimea canalului sub linia primitiva = 9 mm

- f – distanta intre axa canalului si cea mai apropiata de fata rotii

- e – distanta dintre axele a doua canale vecine =

- α – unghiul canalelor =

r 0.5

r 0.5

nm

h

Lp

f

B

e

De

Dp

Calculul arborilor

Se face un calcul de predimensionare al arborilor la solicitarea de torsiune cu urmatoarea relatie:

ad- resistenta admisibila la torsionare

Pi – puterea pe arbore

ni – turatia minima

Axul I

P= 0.75 kW, μtm =0.97, μL=0.99, n1= 355 rot/min

Axul II

Axul III

OLC 45:

σr – 650 N/mm2, σad – 250 N/mm2, σai – 185 N/mm2

α – 20o unghiul de angrenare

φ – 5o unghi de frecare

Dd

AIII

-IV

AI-I

I

FR1

FT1

FR1

FR2 FR2

FR3

FR3

FT1

FT2

FT2

FT3FT3