8

INTRODUCERE

Studenii specialitilor nemecanice elaboreaz pe parcursul studiilor cteva proecte de an , care finalizeaz cu proiectul de licena. Proiectul de an la disciplina Mecanica Aplicat este primul din acest lan, care pune bazele unor deprinderi de proictare la studeni. Tematica proiectului de an depinde de specialitatea studentului i prevede proiectarea mecanismelor de acionare a utilajului tehnologic, caracteristice pentru domeniul de activitate al viitorului specialist. Proiectul de an are drept scop: de a oferi studentului posibilitatea de aplicare practic a metodelor de calcul i proiectare ale organelor de maini; de a contribui la consolidarea i generalizarea cunotinelor teoretice acumulate, aplicndu-le la rezolvarea unei probleme inginereti concrete , dezvolta aptitudinile de analiza i selectare creativ a soluiilor optime , capacitaile de calcul ingineresc i proiectare, deprinderile de a lucra cu literatura tehnic i de specialitate. n prezenta lucrare s-a pus scopul de a proiecta un mecanism de acionare al unui conveier cu band, care reprezint un reductor cilindric cu dini nclinai. Reductoarele se folosesc pentru micorarea frecvenei de rotaie i majorarea momentului de rsucire. Calculul de proiectare const n determinarea distanei dintre axe din condiia de rezisten a materialului roii dinate la tensiunile de contact i la ncovoierMecanismul de acionarea a conveierului suspendat

Date pentru proiectare Varianta 3

Fora de traciune la band Ft , kN4.8

Viteza benzii v,m/s0.62

Pasul lantului de tractiune p,mm63

Numarul de dinti ai rotii de lant,z9

Durata de exploatare L,ani10

1. ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC I CALCULUL CINEMATIC AL MECANISMULUI DE ACIONARE Motorul electric este o componenta foarte important n cadrul mecanismului de acionare al unei maini de lucru, micarea de rotaie i puterea fiind transmise prin intermediul transmisiilor mecanice. Pentru alegerea motorului electric, n sarcina de proiectare sunt dai parametrii de putere derivai aa ca fora periferic a tamburuli i viteza acestuia. Pentru proiectarea mecanismelor de acionare a diferitor organe de lucru se recomand utilizarea motoarelor electrice asincrone trifazate cu rotorul n scurtcircuit, seria 4A, deoarece ele sunt universale i nu necesit candiii speciale de mediu.1.1 .1 Determinarea puterii organului de lucru la ieire.

[kW].

unde: =4,8 [kN] fora periferica a tamburului;

= 0,62 [m/s] viteza liniar a organului de lucru; 1.1.2 Determinarea puterii necesare motorului electric.

[kW].unde: Pol=2,97 [kW] putereaorganului de lucru;

=0,89 randamentul total al mecanismului de acionare determinat cu relaia:

unde: - randamentul reductorului cu roi dinate cilindrice;

- randamentul transmisiei prin roti dintate conice,transmisie deschis;

- randamentul unei perechi de lagare cu rulmeni;

- randamentul cuplajului;Randamentele sunt alese din tab. 2.1, pag. 12. 1.1.3. Determinarea frecvenei de rotaie pe arborele organului de lucru.Ea este egala cu turaia organului de lucru.

[min-1].

unde: [m/s] viteza organului de lucru; p-pasul lantului de tractiune p=63[mm] z-numarul de dinti ai rotii de lant z=9 1.1.4 Alegerea motorului electric.

Se ine cont de faptul ca mecanismele cu numar mare de rotaii au o durat de funcionare redus, iar cele cu numar mic de rotaii, au o masa specific ridicat, deaceea se aleg urmtoarele variante: [min-1 ] i [min-1].

Calcularea raportului de transmitere utilizndfiecarevariant. ;; ;;; =5.0.

Deoarece valoarea nu se incadreaza in valorile recomandate pentru cazul transmisiei prin curea, n corespundere cu [1,tab. 2.2 pag. 15], acceptm a doua variant a motorului electric.Astfel, n final, alegem motorul electric 4AM100L4Y3, (Pnom=4 [kW]; nnom=1430 [min-1]); rapoartele de transmitere:

reductorul cilindric =5.0 transmisia prin curea=4.3 mecanismul de actionare=21.7

1.2 Determinarea parametrilor cinematici i de fora ai arborilor.1.2.1. Determinarea frecvenei de rotaie a fiecarui arbore.

Pentru arborele motorului: [min-1]. Pentru arborele pinionului: [min-1]. Pentru arborele roii dinate:

[min-1]. 1.2.2. Calculul vitezelor unghiulare pentru fiecare arbore. Pentru arborele motorului:

[s-1]. Pentru arborele pinionului:

[s-1]. Pentru arborele roii dinate:

[s-1].1.2.3. Calculul puterilor pe fiecare arbore. Pentru arborele roii dinate:

[kW]. Pentru arborele pinionului:

[kW]. Pentru arborele motorului:

[kW].1.2.4. Determinarea momentelor de rsucire pe fiecare arbore.Pentru arborele motorului avem:

[]. Pentru arborele pinionului:

[].Pentru arborele roii dinate:

[].

n calculele de mai departe se vor utiliza mrimile din tabelul de mai jos.Tab. 1 Parametrii cinematici ai reductorului.rot/minrad/skWNm

2. ALEGEREA MATERIALULUI ROILOR DINATE I DETERMINAREA TENSIUNLOR ADMISIBILE2.1Alegerea materialului angrenajului i determinarea tensiunilor admisibile.2.1.1Alegerea materialului, roilor dinate, a duritii i tratamentului termic.Alegerea materialului, tratamentului termic i a durittii perechii de roi care angreneaz, poate fi efectuat conform recomandrilor din [1, tab. 3.2, pag. 18], iar proprietile mecanice ale materialului ales - [1, tab. 3.3, pag. 19] Conform acestor recomandri alegem marca oelului pentru fabricarea pinionului i roii dinate oel 40X, duritatea - 350 HB1Diferena duritilor medii HB1med HB2med = 20...50. Proprietile mecanice ale oelului 40X vor fi: duritatea: 269...302 HB1; tratamentul termic:clire; dimensiunile limit ale semifabricatului: Dlim 125 [mm];Determinm duritatea medie a dinilor pinionului i roii dinate: pinion HB1med=(HBmin + HBmax)/2 = (269+302)/2 = 285,5; roat HB2med =285- ( 2050) 250,02.1.2Determinm tensiunile admisibile de contact pentru pinion []H1 i roata []H2, [N/mm2 ] conform [ 1, tab. 3.2, pag. 18 ]: pinion -[]H1 =1,8 HB1med +67 = 1,8 285,5 +67 = 580,9 [ N/mm2]; roat -[]H2 =1,8 HB2med +67 = 1,8 250,0 +67 = 517,0 [ N/mm2];2.1.3Determinm tensiunile admisibile de ncovoiere pentru pinion []F1 i roat []F2, [ N/mm2 ] conform [1, tab. 3.2, pag. 18]: pinion -[]F1 =1,03 HB1med = 1,03 285,5 = 293,91 [ N/mm2]; roat -[]F2 =1,03 HB2med = 1,03 250,0 = 257,5 [ N/mm2];Deoarece transmisia este reversibil, []F se micoreaz cu 25% [1, pag. 19]: pinion -[]F1 =0,75 293,91 = 220,43 [ N/mm2]; roat - []F2 =0,75 257,5 =193,13 [ N/mm2].2.1.4Prezentm un rspuns tabelar pentru acest calcul:Tabelul 2.1 - Caracteristicile, mecanice ale materialului transmisiei.ElementultransmisieiMarca oeluluiDlim,[mm]Tratament termicHB1med[]H[]F

HB2med[ N/mm2]

1.Pinion2. Roata dinat40X 125Clire285,5250580,9 517,0220,43193,13

3.CALCULUL DE PROIECTARE AL ANGRENAJULUI CILINDRIC CU DANTURA NCLINAT.Calculul de proiectare const n determinarea unuia dintre parametrii geometrici ai angrenajului (,d1,m1) din condiia de rezisten al angrenajului la tensiunile de contact sau la tensiunile de oboseal la ncovoiere. n cazul cnd dinii roilor sunt uni din ambunden (n reductoare), calculul de proiectare se efectueaz dup tensiunile admisibile de contact ().3.1.Determinarea distanei dintre axele roilor dinate, utiliznd formula respectiv:

unde:=5,0 raportul de transmitere al reductorului;=43 coieficientul distanei dintre axe pentru transmisii cu dini nclinai;=0,28...0,36 coieficientul limii coroanei danturate;=434.7 Nm momentul de torsiune pe arborele roii dinate; tensiunea admisibil

Valoarea obinut a lui se ia din tabelul S1, pag. 151: 3.2.Determinarea modulului de angrenare m, [mm], dup formula :

unde:=5,8 coeficientul modulului de transmitere cu dini nclinai;

[mm]-diametrul de divizare al roii dinate;

[mm]-limea coroanei danturate a roii; -tensiunea admisibil de ncovoiere a roii dinate;

Valoarea modulului m se rotunjete n cretere conform irului de valori standartizate ale modulelor.Deci alegem modulul: m=3,0.3.3.Determinarea unghiurilor de nclinare al dinilor pentru angrenajele cu dini nclinai:

3.4.Determinarea numrului sumar de dini ai pinionului i roii:

[dinti].

Acceptm [dini].

3.5.Precizarea valorii reale a unghiului de nclinare a dinilor:

3.6.Determinarea numrului de dini ai pinionului :

[dinti].

Acceptm [dini].3.7.Determinarea numrului de dini ai roii dinate .

[dinti]

Acceptm [dinti].3.8.Determinarea raportului de transmitere real .Verificarea abaterii fa de raportul de transmitere ales iniial .

;3.9.Determinarea distanei reale dintre axele ,[mm].

[mm]

3.10.Determinarea parametricilor geometrici de baz ai angrenajului cilindric conform relaiilor:Fig.2. Parametrii geometrici ai angrenajului cu roi dinate cilindrice

3.10.1. Diametrul cercului de divizare:

Pentru pinion [mm]

Pentru roat [mm]3.10.2.Diametrul interior:

Pentru pinion [mm]

Pentru roat [mm]3.10.3. Diametrul exterior:

Pentru pinion [mm]

Pentru roat [mm]

3.10.4. Limea coroanei:

[mm]

[mm]3.11. Calculul forelor n angrenajul cilindric.

Fig.3 Forele n angrenajul cilindric cu dini nclinai3.11.1.Determinarea forei circulare:Pentru pinion: N;

Pentru roat:[N].3.11.2. Determinarea forei radiale:Pentru pinion: ;

Pentru roat:[N]3.11.3. Determinarea forei axiale:Pentru pinion: ;

Pentru roat: [N]3.12.Calculul de verificare al angrenajului la tensiune de contact i de ncovoiere::3.12.1 Verificm distana dintre axe,[mm]:

[mm].3.12.2 Verificm tensiunea de contact ,[N/mm2]:

,

unde:

este un coeficient complex, acceptm ;

- fora tangenial din angrenaj, [N];

- coeficientul distribuirii sarcinii ntre dini. Determinm prealabil viteza periferic a roii dinate ,[m/s]:

[m/s].Stabilim treapta a 9-a de precizie pentru angrenajul

proiectat [1, tab. 4.4, pag, 28] si acceptm ;

- coeficientul sarcinii dinamice, acceptm;

[N/mm2].

Aa cum