proiect de an
TRANSCRIPT
1
PROIECT DE AN:
REDUCTOR CILINDRO-MELCAT
Indrumator: Student:
Grupa
An universitar:
2012-2013
TEMA PROIECTULUI
Sa se proiecteze redactor cilindro-melcat cu urmatoarele date de proiectare:
- puterea motorului electric PME=9kW ;- turatia motorului electric nME=2200rot /min ;- turatia de iesire nesire=12 rot /min ;- durata totala de functionare DH=10000 h.
2
Proiectul va avea urmatoarele component:
Parte scrisa:
Memoriu tehnic:
definirea reductorului (consideratii teoretice) descrierea a trei variante constructive de redactor,analiza functionala si motivarea alegerii variantei
pentru proiectare norme de tehnica securitatii muncii pentru: montarea reductorului (inclusiv transportul ) in pozitia
de functionare norme de securitatea muncii privind intretinerea,respectiv functionarea reductorului
Memoriu justificativ de calcul:
Desenul de executie a doua organe representative Proiectarea angrenajelor de pe treptele 1 si 2 Calculul de rezistenta al arborilor Calculul si alegerea rulmentilor Alegerea lubrifiantului si verificarea termica a reductorului
Cuprins
Bibliografie
OPIS
Parte desenata:
Desenul de ansamblu al reductorului Desenul de executie pentru arboreal de intrare in redactor Desenul de executie pentru arborele de iesire din redactor
. MEMORIU TEHNICІ
1.Definirea reductorului
Reductoarele cu roti dintate sunt mecanisme independente formate din roti dintate cu angrenare permanenta,montate pe arbori si inchise intr-o carcasa etansa.Ele servesc la:
3
micsorarea turatiei ;- cresterea momentului de torsiune transmis ;- modificarea sensului de rotatie sau a planului de miscare;- insumeaza fluxul de putere de la mai multe motoare catre o masina de lucru;- distribuie fluxul de putere de la un motor catre mai multe masini de lucru.
In cazul reductoarelor de turatie,rotile dintate sunt montate fix pe arbori; rotile angreneaza permanent si realizeaza un raport de transmitere total fix ,definit ca raportul dintre turatia la intrarea si turatia la iesirea reductorului,spre deosebire de cutiile de viteza la care unele roti sunt mobile pe arbori (roti baladoare),angreneaza intermitent si realizeaza un raport de transmitere total in trepte.Ele se deosebesc si de variatoarele de turatie cu roti dintate(utilizate mai rar) la care raportul de transmitere total poate fi fariat continuu.Reductoarele de turatie cu roti dintate se utilizeaza in toate domeniile constructiilor de masini.
Exista o mare varietate constructiva de reductoare de turatie cu rotile dintate.Ele se clasifica in functie de urmatoarele criteria:
1.Dupa raportul de transmitere:
- reductoare o treapta de reducere a turatiei;- reductoare 2 sau mai multe trepte de reducere a turatiei.
2.Dupa pozitia relativa a arborelui de intrare (motor) si arborele de iesire:
- reductoare coaxial,la care arborele de intrare este coaxial cu cel de iesire;- reductoare obisnuite(paralele),la care arborele de intrare si de iesire sunt paralele.
3.Dupa pozitia arborilor:
- reductoare cu axe orizontale;- reductoare cu axe vertical;- reductoare cu axe inclinate.
4.Dupa tipul angrenajelor:
- reductoare cilindrice ;- reductoare conice ;- reductoare hipoide ;- reductoare melcate ;- reductoare combinate (cilindro-conice,cilindro-melcate,etc.) ;- reductoare planetere .
5.Dupa pozitia axelor:
4
- reductoare cu axe fixe ;- reductoare cu axe mobile.
Daca reductorul impreuna cu motorul constituie un singur agregat (motorul este montat direct la arborele de intrare printr-o flansa) atunci unitatea se numeste motoreductor.
In multe solutii constructive,reductoarele de turatie cu rotile dintate se utilizeaza in scheme cinematice alaturi de alte tipuri de transmisii:prin curele,prin lanturi,cu frictiune,cu surub-piulita,variatoare,cutii de viteza,etc.
2.Tipuri de reductoare
Alegerea tipului de redactor intr-o schema cinematic se face in functie de:
- raportul de transmitere necesar;- gabaritul disponibil;- pozitia relative a axelor motorului si a organului(masinii) de lucru;- randamentul global al schemei cinematice;
In functie de aceste cerinte se pot utiliza urmatoarele tipuri de reductoare cu roti dintate:cilindrice,conice,,conico-cilindrice,melcate,cilindro-melcate,planetare.
a) Reductoare cu roti dintate cilindrice.
Acestea sunt cele mai utilizate tipuri de reductoare cu roti dintate,de oarece:
- se produc intr-o gama larga de puteri:de la puteri instalate foarte mici (de ordinul Watilor) pana la 100 000 kW (900kW pt reductoare cu o treapta).
- rapoarte de transmitere totale iTmax=200 ,iTmax=6,3,pentru reductoare cu o treapta;iT=6,3…60,pt reductoare cu 2 trepte; iT=40…200,pentru reductoare cu 3 trepte;
- viteze periferice, vmax=200m/s;- posibilitatea tipizarii si executiei tipizate sau standardizate.
Se construiesc in variante cu 1,2 si 3 trepte de reducere,fig.9.49,avand dantura dreapta sau inclinata.Notatiile din figura sunt:
- intrarea in redactor,cu litera I;- iesirea din redactor,cu litera E;- cifrele 1,2,3,4…rotile ce compun angrenajele treptelor de reducere.
5
Din punct de vedere al inclinarii danturii,la alegerea tipului de redactor cu roti dintate cilindrice,se tine seama de urmatoarele recomandari:
- reductoarele cu roti dintate cilindrice drepte,pentru puteri instalate mici si mijlocii,viteze periferice mici si mijlocii si la rotile baladoare de la cutiile de viteza;
- reductoarele cu roti dintate cilindrice inclinate,pentru puteri instalate mici di mijlocii,viteze periferice mari,angrenaje silentioase;
- reductoarele cu roti dintate cilindrice cu dantura in V,pentru puteri instalate mari,viteze periferice mici.
Fig.1.1. Scheme cinematice pentru reductoarele cu roti dintate cilindrice
b). Reductoare cu roti dintate conice.
Aceste reductoare schimba sirectia miscarii la 90°,fiin utilizate atat in varaianta constructiva simpla (un singur angrenaj conic concurrent ortogonal),cat si in variant combinata (impreuna cu 1 sau 2 angrenaje cilindrice paralele).In privinta utilizarii acestor tipuri de reductoare se recomanda ca:
- reductoarele conice simple,cu iTmax=6,pentru puteri mici,randamente ηmax=0.98;- reductoarele conico-cilindrice cu 2 trepte(prima treapta avand angrenaj conic),cu iT
=4…40 si randamente ηmax=0.96;- reductoarele conico-cilindrice cu 3 trepte (prima treapta cu angrenaj conic,celelalte
2 trepte cu angrenaje cilindrice),cu iT=20…180 si randamente ηmax=0,95.
6
Fig.1.2. Scheme cinematice pentru reductoarele cu roti dintate conice si conico-cilindrice
In privinta utilizarii acestor tipuri de angrenaje,mai trebuiesc amintite si domeniile de viteza recomandate pentru angrenajele conice,in functie de tipul danturii:
- pentru danturi conice drepte,V max=3m/s;- pentru danturi conice inclinate,V max=12m/s;- pentru danturi conice curbe,V max=40m/s.
Reductoare cu roti dintate cilindrice planetare si diferentiale.
Reductoarele planetare au un singur grad de mobilitate,iar reductoarele diferentiale,au 2 grade de mobilitate.In fig.9.51 s-au prezentat 2 tipuri de reductoare planetare,cu scheme cinematice,simbolizate cu P1(reductor planetare cu o treapta si un rand de sateliti) si P2(redactor planetar cu o treapta si 2 randuri de sateliti).
Semnificatiile notatiilor folosite in fig.9.51 sunt:
- roata centrala,a;- satelit(sateliti) s sau S1 , S2;- coroana,b;
7
- bratul port satelit,H.
Fig.9.51. Scheme cinematice pentru reductoarele planetare (diferentiale).
Principalele dezavantaje sunt legate de pretul de cost mare de fabricare si cerintele de montaj foarte exigent.
Prin legarea acestora in se Principalele avantaje ale reductoarelor planetare (diferentiale),fata de celelalte tipuri de reductoare:
- Constructie foarte compacta,greutate de 2…6 ori mai mica (la aceiasi putere transmisa si acelasi raport de transmitere):aceasta se datoreaza faptului ca momentul de rasucire se repartizeaza pe 2 sau mai multi sateliti;
- Rapoarte de transmitere de 2…3 ori mai mare.
rie se pot obtine scheme cinematice de tip 2P1,2P2 etc.
Reductoarele diferentiale sunt utilizate in schemele cinematice ale masinilor sau aparatelor pt insumarea sau divizarea puterii.
c). Reductoare melcate.
8
Reductoarele melcate cuprind un angrenaj melc-roata melcata,care au axele de rotatie asezate incrucisat in spatiu(unghiul de incrucisare este de 90°),normal lor comuna este distant dintre axe.
Aceste reductoare sunt angrenaje silentioase datorita alunecarii relative dintre flancurile dintilor melcului si rotii melcate.Cele mai utilizate sunt reductoarele melcate cu melc cilindric,fig.9.52,cele cu melc globoidal fiind mai putin folosite,datorita cerintelor mai severe de executie si montaj.
La utilizarea reductoarelor melcate cu melc cilindric,se tine seama de urmatoarele caracteristici ale acestora:
Reductoarele melcate simlpe cu iTmax=80 (pt transmisiile de forta) si iTmax=1000 (pt transmisiile cinematice) si randamente mici:melcul poate fi pozitionat sus sau jos;
Pt cresterea raportului de transmitere,se realizeaza reductoare combicate,compuse dintr-un angrenaj cilindric la intrare si un angrenaj melcat,constructie care are fata de reductorul melcat simplu ,la acelasi raport de transmitere total,un randament mai mare;
La puteri transmise si rapoarte de transmitere mari,datorita frecarilor mari dintre flancurile dintilor melcului si rotii melcate,se incalzesc puternic si necesita masuri special de racier;
Sunt transmisii cu autofranare (elemental conductor este melcul).
9
Fig. 1. 3. Scheme cinematice pentru reductoarele melcate ci cilindro-melcate.
3.Variante constructive de reductor cilindro-melcat.
Varianta .І
Prima varianta prezinta un redactor cu 2 trepte de reducere: prima treapta de reducere fiind cu roti dintate cilindrice,iar a 2-a treapta,cu angrenaj melcat.Tinand seama de faptul ca ambele trepte sunt introduse in aceeasi carcasa,se obtine o constructive compacta.Corpul si carcasa reductorului sunt obtinute prin tunare.Pentru rezemarea arborelui de intrare si a arborelui intermediar, in redactor este prevazut un perete de sprijin.Nivelul uleiului din carcasa este limitat de melc.Compartimentul angrenajului cilindric comunica cu cel al angrenajului melcat.Reductorul mai este prevazut cu capac de vizitare,aerisitor,inele de ridicare,tija pentru controlul nivelului de ulei si dop de golire al uleiului.
Varianta .ІІ
Varianta prezinta urmatoarele particularitati fata de varianta : carcasa in care se ІІ Іmonteaza rotile cilindrice este detasabila,arborele de intrare se sprijina pe un rulment montat in carcasa detasabila din peretele reductorului; roata cilindrica condusa este montata in consola,pe arborele melcului.Constructia carcasei fiind mai complexa,radicand problem de prelucrare a alezajelor pentru rulmenti in peretele frontal.Ungerea angrenajelor si a rulmentilor se face cu uleiul din carcasa reductorului.Carcasa este detasabila.
Varianta .ІІІ
Variant ,prezinta un redactor cilindro-melcat,la care constructia carcasei difera de cele ІІІprezentate anterior.Angrenajul cilindric este montat intr-o carcasa detasabila care se fixeaza de carcasa angrenajului melcat,cu ajutorul unor suruburi de prindere.Carcasa angrenajului melcat este executata din 2 bucati cu planul de separate in axul rotii melcate.Ungerea angrenajelor si a rulmentilor se realizeaza cu uleiul din carcasa reductorului.
10
Pentru calcule,s-a ales variant constructiva ,deoarece prezinta o constructive mai Іsimpla.
. Memoriu de calculІІ
.1. SCHEMA CINEMATICA A REDUCTORULUIІІ
11
Fig.2.1. Scheme cinematice pt.reductoarele melcate si cilindro-melcate.
.2. STABILIREA RAPOARTELOR DE TRANSMITEREІІ
Raportul de transmitere total
iT=nME
niesire iT=220012 =183 ,33
Unde: - nME-turatia motorului electric, nME=2200[rot/min]
- niesire-turatia de iesire, niesire=12 [rot/min]
Se adopta raportul de transmitere total iT=183,33 [rot/min].
Raportul de transmitere pe angrenajul cilindric i12
Se alege raportul de transmitere pe angrenajul cilindric i12=3 ,15 conform STAS 6012-82.
Se alege raportul de transmitere pe angrenajul melcat i34=36 conform STAS 6012-82.
Raportul de transmitere pe curea icurea
12
i34=iT
icurea⋅ i12 ==> icurea=
iTi12 ∙ i34
i34=¿ 183,33
3.15 ⋅36¿=1.61
Se alege raportul de transmitere pe curea icurea=1,61.
.3. CALCULUL TURATIILOR ARBORILOR.ІІ
Turatia arborelui de intrare n1
n1=nME
icurea
n1=22001,61
=1366,46 rot/min
Turatia pe arborele intermediar n2
n2=n1i12
n2=1486,483,15
=433,80 rot /min
Turatia pe arborele de iesire n3
n2=n2i34
n3=433,8036
=12
.4. CALCULUL PUTERILOR PE ARBORI.ІІ
13
Puterea pe arborele de intrare P1
P1=PME ⋅ηcurea⋅ ηrulment
P1=9 ⋅0,95 ⋅ 0,99=8,464
Unde: - ηcurea-randamentul curelei, ηcurea=0,95
-ηrulment-randamentul rulmentului, ηrulment=0,99
Se adopta puterea pe arborele de intrare P1=8,464 [kW]
Puterea pe arborele intermediar P2
P2=P1 ⋅η12⋅ ηrulment
P2=8,464 ⋅0,96 ⋅0,99=8,044
Unde: - η12−¿randamentul angrenajului cilindric, η12=0,96
Se adopta puterea pe arborele de intrare P2=9,832 [kW].
Puterea pe arborele de iesire P3
P3=P2 ⋅η34 ⋅ηrulment
P3=8,044 ⋅0,8 ⋅0,99=6,370
Unde: - η34- randamentul angrenajului melcat, η34=¿0,75……….0,82
Se adopta puterea pe arborele de intrare P3=¿6,37 [kW].
.5. CALCULUL MOMENTELOR DE TORSIUNE PE ARBORI.ІІ
Momentul pe arborele de intrare M 1
M t1=9550 ⋅
P1n1
M t1=9550 ⋅ 8,464
1486,48=54,377 [Nm ]
Momentul pe arborele intermediar M t2
14
M t2=9550⋅P2n2
M t2=9550⋅8,464471,90
=171,288[Nm]
Momentul pe arborele de iesire M t3
M t39550 ⋅P3n3
M t3=9550 ⋅6,3712
=4576.700 [Nm]
.6. CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRICІІ
.6.1.CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE ANGRENAJULUI CILINDRIC.ІІ
Alegerea numarului de dinti z1 si z2 .
z1=19
z2=z1⋅ i12
z2=19⋅3,15=59,85
Se adopta numarul de dinti z1=19 si z2=60.
Distant minima amin:
amin= (i12+1 )
amin
=(3,15+1)
3√171288⋅(1,50⋅1,2⋅1,3⋅1)2⋅3 ,152⋅0 ,53⋅(8001 ,15 )2
⋅(2,5⋅189 ,9⋅0 ,95⋅1)2
(1 ,36⋅1⋅1⋅1⋅1⋅1)=85 ,19≃85mm
Unde: -K A-factorul de utilizare a reductorului K A=¿1,5 [2,pag.170]
KV -facorul dinamic KV=1,2 [2,tab 14.96]
K Hα -factorul repartitiei sarcinii pe latimea danturii K Hα=1 [2,tab.14.96]
K Hβ -factorul repartitiei frontale a sarcinii K Hβ=1,3 [2,tab.14.96]]
15
ZH -factorul zonei de contact ZH=2.5 [2,tab14.96]
ZE -factorul de material ZE=189,9 [2,pag.203]
Zℇ -coeficientul gradului de acoperire Zℇ=0,95 [2,pag.209] Zβ -factorul inclinarii dintilor Z=1 [2,pag.188]
Ψ a -factorul de latime al dintelui Ψ a=0,53 [2,pag.209]
σ Hlim=rezistenta materialului rotii dinainte la presiune de contact σ Hlim=800 [N/mm²] [2,pag.204]
SHP -factorul de siguranta minim admisibil pentru rezistenta rotii dinainte SHP
=1,15 [2,pag.204] ZL -factorul de lubrifiant ZL=1 [2,pag.188]
ZV -factorul vitezei periferice ZV=1 [2,pag.188]
ZX -factorul dimensiunii flancului dintior ZX=1 [2,pag.188]
ZR -factorul de rugozitate ZR=1 [2,pag.188]
ZW -raportul duritatii flancurilor ZW=1 [2,pag.188]
ZN -factorul de durabilitate al dintilor ZN=1,36 [2,pag.169]
Modulul axial m x
m x=2 ⋅amin
z1+ z2
m x=2⋅ 8519+60
=2,15
Se alege modulul axial m=2,25 STAS 822-82.
Distant axiala de referinta a :
aw=2,25⋅(z1+ z2)
2
aw=2,25⋅(19+60)
2=88,87
Se alege distanta axiala de referinta a=90 STAS 2741.81 [mm].
Diametru mediu d1 si d2
d1=m⋅ z1
d1=¿2,25∙19=42,75 mm=43 mm
16
d2=m⋅ z2
d2=2,25∙60=135
Deplasarile danturii rotilor dintate x1 si x2
x∑=(invα ¿¿0 ⋅ inv α a)⋅(z1+z2)
2 ⋅ tgα¿
x∑=(0,21⋅ 0,127 ) ⋅(19+60)
2 ⋅ tg20 °=2,73
Inv =tgα α⋅α180
⋅ π=0,127
α 0=arcos( as
a⋅cosα )
α 0=arcos( 9088,87
⋅ cos20)=1,14
invα0=tgα 0⋅α0180
⋅ π
invα0=tg 1,14 ⋅ 1,14180
⋅ π=0,41
Unde: -unghiul profilului de referinta =20° [3,pag.41].α α
Se alege deplasarile danturii x1=0,16 si x2=0,2 [mm].
Coeficientul de deplasare a distantei dintre axe y:
y=as−a
m
y=90−88,872
=0,565
Se adopta coeficientul de deplasare a distantei axiale x1=0,16 si x2=0,2 [mm].
Unghiul de rostogolire αw
αw=arcos(αw
α⋅cosα)
17
αw=arcos⋅( 9088.87
⋅ cos20)=1,14Se adopta unghiul de rostogolire αw=1,14.
Diametrele cercurilor de baza db1 si db2
db1=d1⋅cosα °
db1=43 ⋅cos20 °=17.54 [mm]
db2=d2⋅cosα °
db2=135 ⋅cos 20 °=55 [mm]
Diametrele cercurilor de rostogolire dw 1 si dw 2
dw 1=d1coscos0
dw 1=43cos 20cos 1,14
=42,02
dw 2=d2coscos0
dw 2=135cos20cos1,14
=131,92
Diametrele cercurilor de picior d f 1 si d f 2
d f 1=d1−2m(ha+c−x1)
d f 1=43−2 ⋅2,25 (1+0,25−0,16 )=38.095
d f 2=d2−2m(ha+c−x2)
d f 2=135−2⋅2,25 (1+0,25−0,2 )=130.275
Unde: - ha -coeficientul inaltimii capului de referinta, ha¿=1 ;c
¿=0 ,25 [3,pag.41].
Diametrele cercurilor de cap da1 si da2
da1=d1+2m(ha+ x1)
18
da1=43+2 ⋅2,25 (1+0,16 )=48,22
da2=d2+2m(ha+ x2)
da2=135+2⋅2,25 (1+0,2 )=140,4
Inaltimea dintilor h
h1=da1−d f 1
2
h1=48,22−38,095
2=5.0625
h2=d a2−d f 2
2
h2=140,4−130,275
2=5,0625
Scurtarea dintilor Δh
Δh=m(2ha¿+c¿)−h
Δh=2 ,25(2⋅1+0 ,25 )−5 .0625=0
Unghiurile de presiune la capul dintelui α a1 si α 2.
α a1=arcos ( d1da1
⋅cosα)α a1=arcos ( 43
48,22⋅cos 20)=1,20
19
α a2=arcos ( d2da2
⋅cos α)α a2=arcos ( 135140,4
⋅ cosα)=1,43
Latimea danturii dintilor b1 si b2.
b1=d1⋅bd=d1 ⋅Ψ a
b1=43 ⋅0,530=22.8
b2=b1+(1…2)
b2=22,8+(1…2 )=24
Unde: -Ψ a-coeficientul de latime a dintelui,Ψ a=0,530 [2,tab.A14-25].
Gradul de acoperire ℇ a.
ℇ a=z12⋅ π
⋅ tg α a1+z22 ⋅ π
⋅ tg αa2−z1−z22 ⋅ π
⋅ tg α0
ℇ a=192π
⋅ tg 1,20+ 602π
⋅ tg 1,43−19+602π
⋅ tg1,14=0,08
Se adopta gradul de acoperire ℇ a=0,08 [mm].
.6.2.CALCULUL FORTELOR DIN ANGRENAJUL CILINDRIC.ІІ
Fortele tangentiale F t1 si F t 2.
F t1=2⋅M t 1
d1
F t1=2⋅5437743
=2529.1
20
F t2=2⋅M t 2
d2
F t2=2⋅171288135
=2537.6
Fortele radiale F r1si F r2.
F r1=F t1⋅ tgα
F r1=2529,2 ⋅ tg20=920.53
F r2=¿Ft 2⋅ tgα ¿
F r2=2537.6 ⋅ tg 20=923.6
Forta normal pe flancu dintilor Fn.
Fn=F t11
cosα
Fn=2529.11
cos 20=2691.4
.6.3.VERIFICAREA DANTURII ANGRENAJULUI.ІІ
Verificarea la oboseala prin incovoierea piciorului dintelui σ F1 si σ F2.
σ F1=F tF 1
b1⋅m⋅Y F ⋅Y ℇ
σ F1=2529.122,8 ⋅2.25
⋅2,13⋅ 0,7=73,506
σ F2=F tF 2
b2⋅m⋅Y F ⋅Y F
σ F2=2537.624 ∙2.25
⋅ 2,13⋅ 30,7=3072,72
F tF 1=Ft 1⋅K A ⋅K v ⋅K Fα ⋅FFβ
F tF 1=2529,1⋅ 1,5⋅1,2 ⋅1 ⋅0,7=3186.66
F tF 2=Ft 2⋅K A ⋅K v ⋅K Fα ⋅FFβ
21
F tF 2=2594 ⋅1,5 ⋅1,2 ⋅1⋅ 0,7=3268.44
σ FP=σ F lim ¿
SF p
⋅Y N ⋅Y S ⋅Y X ¿
σ FP=8001,15
⋅1 ⋅1 ⋅1=695.652
Unde: - K A -factorul de utiliare;
K v -factorul de dinamica; K Fα -factorul repartitiei frontale a sarcinii; K Fβ –factorul repartitiei sarcinii pe latimea danturii; Y F -factorul de forma a dintelui; Y N -factorul numarului ciclului de functionare; Y S -factorul gradului de acoperire; Y X –factorul dimensional.
Verificarea la presiunea hertziana σ H 1 si σ H 2.
σH 1=ZH⋅Z E⋅Z ε⋅√ F t1⋅K A⋅KV⋅Khα⋅Khβ
bd1⋅i12+1i12
σH 1=2⋅189 .9⋅0 .95⋅√2529 .1⋅1 .5⋅1.2⋅1 .5⋅148⋅43⋅3 .15+13 .15
=753 .281
σH 2=ZH⋅Z E⋅Zε⋅√ F t2⋅K A⋅K V⋅Khα⋅Khβ
bd2⋅i12+1i12
σH 2=2⋅189 .9⋅0 .95⋅√2594⋅1.5⋅1 .2⋅1.5⋅148⋅126 .85⋅3 .15+13.15
=444 .169
σ FP 1=σH lim
SHP⋅Y R⋅Y v⋅Y L⋅YW⋅Y N
σ FP 1=σH lim
SHP⋅Y R⋅Y v⋅Y L⋅YW⋅Y N
22
σ FP 2=σH lim
SHP⋅Y R⋅Y v⋅Y L⋅YW⋅Y N
σ FP 2=σH lim
SHP⋅Y R⋅Y v⋅Y L⋅YW⋅Y N
Unde:-σ HP efortul unitar admisibil la presiunea de contact
-ZH factorul zonei de contact ZH =2
-ZE factorul de material ZE =189,9
-Z coeficientul gradului de acoperire Z=0,95
-Z factroul inclinarii dintilor Z=1
-σH lim rezistenta materialului pinionului la presiune de contact σH lim=
-σH lim rezistenta materialului rotii dintate la presiune de contact σH lim=825
-ZL factorul de lubrifiant ZL=1
-Zv factorul vitezei periferice Zv=1
-ZX factorul dimensiunii flancului dintilor ZX =1
-ZR factorul de rugozitate ZR =1
-ZW factorul duritatii flancurilor ZW =1
-ZN factorul de durabilitate al dintilor ZN =1,3412
Valorile coeficientilor s-au ales din[2.pag180.tabel]
Verificarea la solicitarea static de contact σHSt
σHSt=σH√ K AMAX
K A
23
σHSt=2200⋅√ 11=2200σH=40⋅DFHRC
σH=40⋅55=2200
Unde:-K AMAX factorul de soc maxim[3.pag.53]
Se admite tensiunea de solicitarea static de contact σHSt=2200
II.7. CALCULUL ANGRENAJULUI MELCAT
II.7.1. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE ANGRENAJULUI MELCAT
Numarul de inceputuri ale melcului Z3
Se alege din STAS Z3=1
Numarul de dinti ai rotii melcate Z3z3=1 ⋅ i12
z3=1 ∙36=36 Distanta axiala
aHmin=( z4+q ) 3√Mt3⋅K A⋅KV⋅KHβ(ZH⋅ZE )2
5,2⋅Z42⋅q pr⋅τHP4
2
aHmin=(35 .5+11) 3√4576700⋅1 .5⋅1 .2⋅1 .35(1.766⋅159 .8 )25,2⋅35 .52⋅11⋅2252=232
Unde: -q-coeficientul diametral,q=11 [3,pag.89]
❑❑
❑❑❑❑
24
-KH factorul global al presiunii hertziene de contact KH=80000
Modulul axial
m x=2⋅amin
H
q+z4
m x=2⋅23211+35.5
=9 .97
Se alege din STAS m=9
Distanta de refetinta a
aw=m⋅(q+ z4 )
2
aw=9⋅(11+71)
2=209
Se alege din STAS a=225 mm
Unghiul de panta al elicei melcului y01
y01=arctg( z3q )y01=arctg( 111 )=0 .09°
Se admite unghiul de panta al elicei melcului y01=0.09
Coeficentul deplasarii de profil al danturii rotii melcate x1
x1=aw−a
m
x1=209.25−225
9=1 .75
Se admite coeficientul deplasarii de profil a danturii rotii melcate x1=1.75
25
Unghiul de presiune de referinta aw
Se alege unghiul de presiune de referinta aw=20°
Diametrele de referinta d03si d04
d03=m⋅q
d03=9⋅11=99
d04=m⋅z4
d04=9⋅35 .5=319 .5
Diametrele de rostogolire da1 si da2
d1=d03+2⋅m⋅x1
d1=99+2⋅9⋅1 .75=130 .5
d2=d04
d2=319 .5
Diametrele de picior da3 si da4
d f 1=d03−2⋅(ha+ca )⋅m
d f 1=99−2⋅(1 .25+0 .25)⋅9=72
d f 2=d04−2⋅(ha+ca−x1 )⋅m
d f 2=319 .5−2⋅(1.25+0 .25−1 .75)⋅9=324
Unde ha este coeficientul inaltimii piciorului de referinta ha=1.25 [3 pag. 95]
ca este coeficientul jocului de referinta radical ca=0.25 [3 pag.95]
26
Diametrele de cap da1 si da2
da 1=d03+2⋅ha¿⋅m x
da 1=99+2⋅1 .25⋅9=121
da 2=d04+2⋅(ha¿ +x1)⋅mx
da 2=319 .5+2⋅(1.25+1 .75)⋅9=373
Inaltimea de referinta a capului melcului h0a
h0a=ha⋅mh0a=1 .25⋅9=11.25
Inaltimea dintelui (melc si roata) h
h=(2⋅ha+c )⋅m
h=(2⋅1 .25+0 .25 )⋅9=24 .75
Pasul axial al dintelui Px
Px=π⋅m
Px=π⋅9=28 .26
Pasul elicei melcului Pz
P z=z3⋅Px
P z=1⋅28 .26=28 .26
27
Diametrul exterior al rotii melcate
de 4=da 2+6⋅mz3+2
de 4=373+6⋅91+2
=391
Latimea rotii melcate b4
b4=0 .75⋅da 3
b4=0 .75⋅99=74 .25
Lungimea melcului L1
L1=(12 .5+0 .1⋅z4 )⋅m
L1=(12 .5+0 .1⋅35 .5 )⋅9=144 .45
Se adopta lungimea melcului L1=181 mm
Raza de curbura a rotii melcate Re
28
Re=m⋅( q2−h0 a¿ )
Re=9⋅(112 −1 .25)=38 .25
Unghiul coroanei rotii melcate 2 2Ѳ
2θ2=2⋅arcsin ( b2da 1−0.5⋅m)
2θ2=2⋅arcsin (74 .25121−0 .5⋅9 )=79 .18
Gradul de acoperire aε
ε a=√da 42 −d04
2 ⋅cosax2 −da 4
2 ⋅sinax+2⋅m(ha−x )sinα x
2⋅π⋅m⋅cos α x
ε a=√319 .52−319 .52⋅cos202 −319.52⋅sin 20+
2⋅9(1 .25−1.5 )sin 20
2⋅π⋅9⋅cos20=1821 .78
tg αn=tg αncos γ 03
tg αn=tg 20°
cos 6 ,34°=0 ,36⇒a=36°
29
Se adopta gradul de acoperire a=2,35≥1.3ℇ
II.7.2 CALCULUL FORTELOR DIN ANGRENAJUL MELCAT
Fortele tangential Ft1 si Ft2
F t 3=2⋅M t 3
d04
F t 3=2⋅4576700319 .5
=28649 .14
F t 4=F t3⋅tg(γ 1+ϕ1 )F t 4=28649 .14⋅tg (1.50+6 .07 )=3807 .34
Unde φ1 este ceficientul de frecare ,φ1=6.07 [3 pag.102]
Fortele radiale Fr3 si Fr4
F r 3=Fr 4=F t 4⋅tg α
F r 3=F r 4=3807 .34⋅tg20°=1385 .75
Fortele axiale Fa3 si Fa4
F r 3=F t 3
F t 3=28649 .14 Fr4=Ft4
Ft4=3807.34
Forta normal pe flancul dintilor Fn
Fn3=Fn 4=Ft 4⋅1
cosαn⋅cosγ 3−μ⋅sin γ 3
Fn3=28649 .14⋅1
cos 20⋅cos1 .5−0 .1⋅sin 1.5=31184.434
II.7.3 VERIFICAREA DANTURII ANGRENAJULUI
30
Verificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui σF3
σ F3=F t 4⋅K A⋅KV⋅K Fβ⋅K Fα
b2⋅m⋅cos γ1⋅Y F⋅Y S⋅Y X
σ F3=28649 .14⋅1 .5⋅1 .2⋅1⋅1.574 .25⋅9⋅cos1 .5
⋅2 .13⋅1⋅1=166 .023
σ PF=σH limSH p
⋅Y N⋅Y S⋅Y X
σ PF=1601.25
⋅1⋅1⋅1=128
Verificarea la presiune hertiana H1 si H2σ σ
σH=ZH⋅ZE⋅Zε⋅Zβ⋅√ Ft 4⋅K A⋅KV⋅K hα⋅K hβ
d1⋅d2⋅360π⋅2θ2
⋅cos2 γ1
σH=2⋅189.9⋅0.95⋅1⋅√28649.14⋅1.5⋅1 .2⋅1.5⋅143⋅135⋅360π⋅79 .18
⋅cos21 .5=1888 .024
σHP=σH lim
SHP⋅Y R⋅YW⋅Y L⋅Y V⋅Y N
σHP=1601.15
⋅1⋅1 .12⋅2 .31⋅1⋅1=359 .958
II.8. CALCULUL ARBORILOR
Pentru constructia arborilor reductorului se ca folosi un otel 41MoCr11 STAS 791-
80.
II.8.1. PREDIMENSIONAREA ARBORILOR
Arborele de intrare
31
Calculul de predimensionare se face din conditia de torsiune:
d≥3√16Mt1
π⋅τat
d≥3√16⋅54 .377π⋅230=10 .64
Se alege din STAS diametrul de capat al arborelui d1=20 mm
d2=d1+(3…..5)=25 semering de etansare
d3=d2+(3…..5)=25+5=30
d4=48.22 (roata dintata Z=19)
d5=d3+4=30+4=34
Se alege lungimea capatului da arbore a1=53 mm
a2=ls+lp+le+(15….20)=37
a3=B+lu+lg+(2….4)=27
a4= b1+ (2….4)=30+2=30
a5=25
a6=B+(1….2)=14+1=15
Pentru arborele de intrare se vor utilize rulmenti radial cu bile 6006 STAS 6846-80
Arborele intermediari
32
Calculul de predimensionare se face din conditia de torsiune:
d≥3√16Mt 2
π⋅τ at
d≥3√16⋅171288π⋅230=15.59
Se alege din STAS diametrul de capat al arborelui d1=70 mm
d2=d1+(3…..5)=70+5=75
d3=d2+(3…..5)=75+5=80
d4=d3+(3…..5)=80+5=85
d5=d2+(1…..2)=80+2=82
a1= b2+ (2….4)=50
a2=2B+b=2*20+10=50
a3=10
a4=110.5
a5=221
Pentru arborele de intermediar se vor utilize rulmenti radial cu bile 6015 STAS
6846-80.
33
Pentru arborele intermediar se va utilize rulment radial axial cu role conice 32015
STAS 6846-86.
Arborele de iesire
Calculul de predimensionare se face din conditia de torsiune.
d≥3√16Mt 3
π⋅τ at
d≥3√16⋅4576 .70π⋅20=46 .63
Se alege din STAS diametrul de capat al arborelui d1=60 mm
d2=d1+(3…..5)=60+5=65
d3=d2+(3…..5)=65+10=75
d4=d3+(3…..5)=75+15=90
d5=d2+(3…..5)=90+15=105
a1=70
a2=40
a3=80
a4=160
34
a5=10
Pentru arborele iesire se va utilize rulment radial axial cu role conice 32317 STAS
6846-86.
Calculul transmisiei prin curea trapezoidala.
P=9 kw
i=1,48
u1=2200 [rot/min.]
fy [4.8]-curele trapezoidale inguste
- Profil SPB Dp1≤250
Dp1=225
Dp2=(1- )∙Dpξ 1∙iTc ; =2%ξ
Dp2=(1-2100
¿∙225∙1,48=326,34
Dp2(STAS)=360
- Viteza periferica a rotii conducatoare
V 1=π ∙ D p1 ∙ u160∙1000
≤V 0dn=50m /s
V 1=3,14 ∙225 ∙220060 ∙1000
=25 ,90≤50
0,7∙(Dp1+Dp2)≤A12≤2∙(Dp1+Dp2);
35
409,5≤A12≤1170
A12=500
Lporientativ=2∙A12∙cosγ2+D p12
∙ β1+D p22
∙ β=2 ∙ A12+π (D p1+D p2)
2+(D p2−D p1)4 ∙ A12
Lporientativ=2∙500+3,14 ∙(225+360)
2+
(360−225)4 ∙500
=1918
Lp=2000
γ=2 ∙arcsinD p2−D p12∙ A12
=2 ∙arcsin 360−2252 ∙510,48
=15,193
β1=π−γ=180−15,193=164,807
β2=180+15,193=195,193
Z0 – ur de curele
Z0=Pcf
C l ∙Cβ ∙ P0= 9 ∙1,20,94 ∙0,954 ∙18
=0,669
Cf – tab. 4.9 pentru generatoare electrice usoare,motor electric,coloana 2,numar de ore de lucru 8…16=> Cf=1,2
CL- tab 4.10 =>CL=0,94
Cβ=1-0,003∙(180 -ᵒ β1)=1-0,003∙(180-164,807)=0,954
P0=18 [kw] anexa 4.1
Z=Z0C z
≤Zmax=8=¿Z=1
-ur
f=V 1 ∙ x
Lp∙10−3 ≤ f a
f= 25,90 ∙1
2000 ∙10−3=12.95≤ f a=80 [Hz ]
F0 f de intindere initiala Fa- f de apasare pe arbori
36
Fu f.utila=1000 ∙PV 1
=1000 ∙ 925,90
=347,490
F0=(1,5….2)∙FV=1,75∙373,514=653,650
Fa=(1,5….2)∙FV=1,75∙373,514=653,650
Determinarea durabilitatii curelei trapezoidale
Lp/Lh
Dp/h Dp1=225; hinaltime sectiune curea=13; Dp1/h=225/13=17,3 [3,pag 202]
lp∙h=14∙13
a=h+ h=13±0.5Δ
bmax=3.5
=40±1α
Lp=1250-800
pΔ min=180
Ac=150
A=16.54
Pj/Ac[kw/cm2] P0=p/z=11 Ac=1.5 Pj/Ac=11/1.5=7.33
V1=25.90 rezulta Lp/Lh<1 apox.0.5
200/Lp=0.5 rezulta Lh=200/0.5 rezulta Lh=400∙102=40000
Proiectarea rotilor de curea + desen [3 pag 207,208]
SPB: lp=14 , nmin=4.2 , mmin=14 , f=12,5+2-1
e =1g±0.4 ; r=1 ; αc=38±1
Dp1<315 mm
h =h-bmax=13-3.5=9.5; h=1; r1=4
37
De=Dp+2n⋅2(r1+h1)(1−sinα2
)=225+2⋅9 .5+2(4+4 )(1−sin382
)=254
Di=Dp+2n−aa
tgα2
=225+2⋅9 .5−16 .54
tg382
=195 .96=196
B=a+2(r1+h1)cosα2=16 .54+2(4+4 )cos38
2=30
Dp>315 mm ;r1=2
De=Dp+2(r1+h1)=360+2(95+4)=387
B=a+2(r1+h1)(1+cos /2)=16.54+2(2+4)(1+cos38/2)=39α
CUPRINS
Tema de proiect……………………………………………………………………………………................................. 2
I.Memoriu ethnic……………………………………………………………………………………………………….. 3
1.Definirea reductorului………………………………………………………………………………………………… 3
2.Tipuri de reductoare…………………………………………………………………………………………………… 4
3.Variante constructive de reductoare cilindro-melcate………………………………………………….. 9
38
II.Memoriu justificativ de calcul…………………………………………………………………………………. 10
II.1.Schema cinematic a reductorului……………………………………………………………………………. 10
II.2.Stabilirea rapoartelor de transmitere pe trepte………………………………………………………. 11
II.3.Calculul turatiilor pe arbori…………………………………………………………………………………… 12
II.4.Calculul puterilor pe arbori……………………………………………………………………………………. 12
II.5.Calculul momentelor de torsiune pe arbori…………………………………………………………...... 13
II.6.Calculul angrenajului cilindric………………………………………………………………………………... 14
II.6.1.Calculul elementelor geometrice ale angrenajului cilindric………………………………….. 14
II.6.2.Calculul fortelor din angrenajul cilindric…………………………………………………………….. 19
II.6.3.Verificarea de rezistenta a danturii angrenajului cilindric…………………………………… 20
II.7.Calculul angrenajului melcat………………………………………………………………………………….. 22
II.7.1.Calculul elementelor geometrice ale angrenajului melcat……………………………………. 22
II.7.2.Calculul fortelor din angrenajul melcat………………………………………………………………. 28
39
II.7.3.Verificarea de rezistenta a danturii angrenajului melcat……………………………………… 29
II.8.Calculul arborilor…………………………………………………………………………………………………... 30
II.8.1.Predimensionarea arborilor………………………………………………………………………………. 30
II.8.2.Calculul transmisiei prin curea trapezoidala………………………………………………………...32
BIBLIOGRAFIE
1.Antal, A&colectiv “Reductoare”, Institutul politehnic Cluj-Napoca,1994.
2.Radulescu, Gh. “Indrumar de proiectere in constructia de masini” vol.3,Bucuresti,Editura
Tehnica,1986.
3.Filipoiu, I. “Proiectarea transmisiilor mecanice” ,Editura BREN Bucureti,2006.
4.Palade, V. “Indrumsr de proiectare-Reductor de turatie intr-o treapta” ,Editura ALMA
Galati,2008.
40
5.Crudu, I. “Atlas de reductoare cu roti dintate.” Bucuresti,Editura Didactica si
Pedagogica,1981.
6.Stanciu, S. “Organe de masini-Transmisii mecanice”,Editura Politehnica Bucuresti,2006.
7.Stoica, G. “Indrumar de proiectare-Transmisii mecanice cu reductoare intr-o
treapta” ,Editura Politehica Bucuresti,2005.