Reductor de turaţie cu o treaptăReductor de turaţie cu o treaptă

50

ba

5 4

d1 d2 d3 d4 d4 d3

d5=3

2.68

5

y

1 2

3 4Ø43

.094

y

x 4512 12

x

l1 l2 l3 l4 l5 l4 l3l1 l2 l3 l4 l5 l4 l3

Reductor de turaţie cu o treaptăReductor de turaţie cu o treaptă

TEMĂ DE PROIECTTEMĂ DE PROIECT

Să se proiecteze o transmisie mecanică pentru acţionarea unui transportor cu bandă. ţ p

Transmisia este formată din motor electric trifazat asincron cu rotor în scurt‐circuittrifazat asincron cu rotor în scurt circuit, 

transmisie prin curele trapezoidale şi reductor de turaţie cu o treaptă de roţi dinţatede turaţie cu o treaptă de roţi dinţate 

cilindrice cu dinţi înclinaţi.

• Date de proiectare:-P2= X Puterea necesara la maşina de lucru KW;P2 X Puterea necesara la maşina de lucru KW;-n2= Y turaţia maşinii de lucru;-iTCT= Z raportul de transmitere prin curele trapezoidale;pe o d e;-TH=10000 de ore durata de funcţionare.- n= W turatia motorului electric

CUPRINSO C• DATE DE PROIECTARE:

• CAPITOLUL 1• SCHEMA CINEMATICĂ A TRANSMISIEI ŞI ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC• 1.1. CALCULUL RANDAMENTULUI TOTAL PRELIMINAR AL TRANSMISIEI• 1.2. CALCULUL PUTERII NECESARE LA MOTOR• 1.3. ALEGEREA MOTORULUI• 1.3. ALEGEREA GLISIEREI• CAPITOLUL 2• CALCULUL TRANSMISIEI PRIN CURELE• 2.1. ALEGEREA TIPULUI DE CUREA• 2.1.1. Calculul puterii de calcul• 2.1.2. Tipul curelei. Parametrii şi caracteristicile curelei• 2.2. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ŞI CINEMATICE CARACTERISTICE ALE 

TRANSMISIILOR CU CURELE• 2.2.1. Calculul distanţei preliminare dintre axe Apr.• 2.2.2. Calculul lungimii preliminare• 2.2.3. Alegerea lungimii de catalog• 2.3. CALCULUL DISTANŢEI ÎNTRE AXE• 2.4. CALCULUL FORŢELOR DIN RAMURILE CURELEI

• CAPITOLUL 3• CALCULUL ANGRENAJELOR• 3.1. PREDIMENSIONAREA ANGRENAJELOR• 3.2. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE DANTURII• 3.3. CALCULUL GRADULUI DE ACOPERIRE ŞI AL RANDAMENTULUI• 3.4. CALCULUL FORŢELOR DIN ANGRENARE• CAPITOLUL 4• STABILIREA ELEMENTELOR CONSTRUCTIVE ALE CARCASEI REDUCTORULUI• 4.1. DIMENSIONAREA CARCASEI• 4.2. ALEGEREA MATERIALULUI DE UNGERE• 4.3. CALCULUL VOLUMULUI DE ULEI ŞI A NIVELELOR MAXIM ŞI MINIM• 4.4. CALCULUL SUPRAFEŢEI REDUCTORULUI• CAPITOLUL 5• PROIECTAREA ŞI CALCULUL ARBORILOR4Ş• 5.1. ALEGEREA MATERIALELOR: ARBORI PINION ŞI ARBORI CU ASAMBLARE CU PANĂ• 5.2. PREDIMENSIONAREA CAPETELOR DE ARBORI• 5.3. STABILIREA SCHEMELOR DE CALCUL ALE ARBORILOR• CAPITOLUL 6• ALEGEREA SI VERIFICAREA RULMENTILOR• 6.1. ALEGEREA RULMENŢILOR6.1. ALEGEREA RULMENŢILOR• 6.2. CALCULUL SARCINII DINAMICE ECHIVALENTE• 6.3. CALCULUL CAPACITĂŢII DINAMICE NECESARE

• CAPITOLUL 7• CALCULUL RANDAMENTULUI TOTAL AL REDUCTORULUI ŞI VERIFICAREA LA ÎNCĂLZIRE A 

REDUCTORULUI• 7.1. CALCULUL RANDAMENTULUI TOTAL AL REDUCTORULUI• 7.2. VERIFICAREA LA ÎNCĂLZIRE A REDUCTORULUI• CAPITOLUL 8• ALEGEREA ELEMENTELOR DE ETANŞARE ŞI A CAPACELOR RULMENŢILORŞ Ş Ţ• BIBLIOGRAFIE

BibliografieBibliografie

• 1. MIHAI MUŞAT, GINA STOICA,Transmisii mecanice cureductoare într-o treaptă, 2004

• 2 Miloiu Gh ş a Transmisii mecanice moderne Bucureşti• 2. Miloiu, Gh. ş.a. Transmisii mecanice moderne. Bucureşti,Editura Tehnică, 1980.

• 3. Rădulescu, C. D. ş. a. Organe de maşini. Vol. III Transmisiii U i i di B 1975mecanice. Universitatea din Braşov, 1975.

• 4. Miloiu, Gh. Bugajevski, E. Transmisii planetare şidiferenţiale. În: Malualul inginerului mecanic. .ţ g

• 5. Rădulescu, Gh. Miloiu, Gh. ş.a. Îndrumar de proiectare înconstrucţia de maşini. Ed. Tehnică, Bucureşti, 1986.

Ε 6. Vasile Palade, Reductor de turaţie cu o treaptă. Îndrumar deproiectare, Galaţi 2008

Schema cinematică a transmisiei şi alegerea motorului electric

1. motor electric;2. transmisie prin curele;3. reductor;4 cuplaj elastic cu bolţuri4. cuplaj elastic cu bolţuri..

1.1. Calculul randamentului total preliminar al transmisiei

Randamentul transmisiei se calculează cu relaţia

1 2 Calculul puterii necesare la motor1.2. Calculul puterii necesare la motor

1.3. Alegerea Motorului

• Motoarele electrice sincrone trifazate cu rotorul în scurtcircuit i b li ă i l d li ASI d dse simbolizează prin grupul de litere ASI, urmat de un grup de

cifre şi o literă majusculă. De exemplu, simbolul ASI 132S-38-6 înseamnă:38-6, înseamnă:

• A ‐motor asincron trifazat;• S rotor în scurtcircuit;• S ‐ rotor în scurtcircuit;• I - construcţie închisă (capsulată);• 132S gabaritul 132 scurt ceea ce înseamnă că înălţimea• 132S - gabaritul 132, scurt, ceea ce înseamnă că înălţimea

axului maşinii este de 132 mm de la planul tălpilor de fixare, iar motorul este executat în lungimea scurtă (există trei g (lungimi pentru fiecare

• gabarit: S - scurtă; M - medie; L - lungă);g g )• 38 - diametrul capătului de arbore (mm);• 6 - numărul de poli ai motorului, care indică viteza de p ,

sincronism, respectiv 1000 rot/min în cazul dat.

Pentru motorul ales se extrag din tabele dimensiunile de gabarit

A=mm; AA=mm; AB=mm; B=mm; BB=mm; D=mm; E=mm; H=mm; HD=mm; K=mm; L=mm.

Alegerea glisierei.Pentru motorul XXXXXse aleg glisiere forma A, având 2 găuri de fixare, cu lungimea utilă 265mm, notate astfel: Glisiere 265 - STAS 1399-74

• Observatie:Observatie:• In calculele ulterioare se va utiliza:

‐ Puterea Pe calculata;‐ Turatia n din tabel. 

DETERMINAREA RAPOARTELOR DE TRANSMITERE

• Raportul de transmitere total al transmisiei mecanice este:

sau

• Se calculeaza 

CALCULUL TURAŢIILOR ARBORILORii d i î i l i i l• ştiind turaţia în sarcină a motorului ne şi rapoartele

transmisiei prin curele iTCT şi ale angrenajului i12 , l l iil l d i b i /putem calcula turaţiile celor doi arbori: nI = ne / iTCT ; 

n2 = nI / i12

CALCULUL PUTERILOR TRANSMISE DE ARBORICALCULUL PUTERILOR TRANSMISE DE ARBORIPornind de la puterea de ieşire din reductor P2 (dată prin temă) calculăm puterile primite de fiecare din arborii transmisiei:‐ puterea primită de arborele I:

- puterea primită de arborele motorului:

CALCULUL MOMENTELOR DE TORSIUNETRANSMISE DE ARBORI

• Se utilizează relaţia (în care puterea se introduceSe utilizează relaţia (în care puterea se introduce în kW, iar turaţia în rot/min):

CAP. 2. PROIECTAREA TRANSMISIEI PRIN CURELETRAPEZOIDALE

Calculul transmisiei prin curele trapezoidale cu arbori paraleli este stadardizatCalculul transmisiei prin curele trapezoidale cu arbori paraleli este stadardizat (STAS1163 – 71). Mărimile de intrare sunt: puterea la arborele motorului de antrenare) Pc = PM (kW), turaţia roţii conducătoare n1 = nMotor (rot/min), raportul

i i i i l ( i ii d )transmisiei prin curele iTCT (sau turaţia roţii conduse n2 ).2.1. ALEGEREA TIPULUI DE CUREAAlegerea tipului curelei se face pe baza nomogramei din figura 3 pentru cureletrapezoidale înguste, în funcţie de puterea la arborele motor Pe şi de turaţiaroţiiconducătoare n1 = ne .Se preferă utilizarea curelelor trapezoidale înguste care conduc la un gabarit maip p g gmic altransmisiei decât curele clasice.Pentru profilele de curele situate pe nomograme în apropierea frontierelor dintredomenii se recomandă alegerea tipului de curea de sub linia oblică În tabelul 3 suntdomenii se recomandă alegerea tipului de curea de sub linia oblică. În tabelul 3 suntindicate elementele geometrice ale secţiunii curelelor şi lungimile lor primitive.2.2. ALEGEREA DIAMETRULUI PRIMITIV AL ROŢII MICIAlegerea diametrului primitiv al roţii mici Dp1 se face funcţie de tipul cureleiAlegerea diametrului primitiv al roţii mici Dp1 se face funcţie de tipul cureleirespectându-se indicaţiile din STAS 1162-67., tabelul 4 prezentând un extras dinacest standard.

Nomograma pentru alegerea curelelor trapezoidale înguste

2.3. CALCULAREA DIAMETRULUI PRIMITIV AL ROŢII MARI

calcularea diametrului primitiv al roţii mari se face cu relaţia:

• Dacă nu există restricţii se rotunjeşte la valoarea cea• Dacă nu există restricţii, se rotunjeşte la valoarea cea mai apropiată din tabelul 4. (STAS 1162 – 67)D ă f l lă d î i d di l i• Dacă se foloseşte rolă de întindere diametrul acesteia se va lua

2.4. ALEGEREA PRELIMINARA A DISTANŢEIDINTRE AXE ADINTRE AXE A

• se alege preliminar distanţa dintre axe A:

2.5. UNGHIUL DINTRE RAMURILE CURELEI• unghiul dintre ramurile curelei:

Î Ă Ă2.6. UNGHIUL DE ÎNFĂŞURARE PE ROATA MICĂ DE CUREA

• 2.7. LUNGIMEA PRIMITIVĂ A CURELEI:

• Lungimea primitivă a curelei se rotunjeşte la g p j şvaloarea standardizată cea mai apropiată (tab.3).P t l t d di tă l ă t L• Pentru valoarea standardizată aleasă pentru Lp se recalculează, A folosind relaţia anterioară pentru Lp, precum şi

2 8 VITEZA PERIFERICĂ A CURELEI:2.8. VITEZA PERIFERICĂ A CURELEI:

Dimensiuni si lungimi primitiveDimensiuni si lungimi primitive

• Observaţie: Secţiunile curelei sunt calculate cu relaţia:

• Exemple de notare: SPA 2000; STAS 7192 83• Exemple de notare: SPA 2000; STAS 7192‐83 (curea trapezoidală îngustă tip SPA, având l i i i i ă 2000 )lungimea primitivă Lp=2000 mm)

• Se recomandă ca viteza periferică a curelei să pnu depăşească 30 m/s la curelele trapezoidale clasice şi 40 m/s la curelele îngusteclasice şi 40 m/s la curelele înguste.

• 2.9. NUMĂRUL DE CURELE• (preliminar) se calculează cu relaţia:• în care: c coeficient de lungime care se alege• în care: cL - coeficient de lungime care se alege

din tabelul 5 funcţie de lungimea primitivă a l i Lcurelei Lp

• c f - coeficient de funcţionare care se alege f ţ gfuncţie de natura maşinii motoare şi a celei de lucru Vom considera ca şi în cazullucru. Vom considera, ca şi în cazul coeficientului cs o valoare c f = 1.

coeficient de înfăşurare dat de relaţia:

• P0 ‐ puterea nominală transmisă de o curea se alege din tabelele cuprinse în anexa 5 (extras din STAS 1163‐71). z0 ‐ rezultat poate fi întreg sau fracţionar.sau fracţionar.

• Pc = PM (kW)• Numărul final de curele: 

• unde cz este coeficientul numărului de curele dat în tabelul 6.dat în tabelul 6.

• Numărul rezultat z se rotunjeşte la valoare întreagă. Se recomandă ca ≤ 8recomandă ca z ≤ 8 .

• j - Frecvenţa îndoirii curelelor se calculează cu relaţia:

• unde: x – numărul roţilor de curea ale transmisieiit if i ă l i l l tă î /• v – viteza periferică a curelei calculată, în m/s.

• Lp - lungimea primitivă a curelei (valoarea standardizată aleasă) în mmaleasă), în mm.

• Se recomandă ca frecvenţa îndoirilor să nu depăşescă 40 Hz la curele cu inserţie reţea respectiv 80 Hz la curele cu inserţiecurele cu inserţie reţea, respectiv 80 Hz la curele cu inserţie şnur.

• k – forţa periferică transmisă:[N]

• Forţa de întindere iniţială a curelei ( F0 ) şi cea de apăsare pe arbori ( Fa ) sunt egale cu:

• [N]• Roţile pentru curele trapezoidale sunt standardizate în STAS

1162 – 84 care stabileşte forma, dimensiunile şi metodele de fifi i ă l l l il Fi 4 i ăverfificare geometrică ale canalelor roţilor. Figura 4 prezintă

forma şi principalele dimensiuni ale canalelor roţilor pentru curele trapezoidale iar tabelul 7 dă elementele geometrice alecurele trapezoidale, iar tabelul 7, dă elementele geometrice ale acestor canale.

• Lăţimea roţii de curea va fi egală cu:Lăţimea roţii de curea va fi egală cu:

Forţele din curelele trapezoidale îngusteForţele din curelele trapezoidale înguste

CAPITOLUL 3DIMENSIONAREA ANGRENAJULUI

• 3.1. Materiale pentru roţi dinţate• Oţelurile sunt utilizate, în general, pentru angrenajele de lucru, la care uzura trebuie

să fie cât mai mică. Din această grupă se folosesc oţelurile carbon de calitate şi g p ţ şoţelurile aliate. Aceste materiale se supun tratamentelor termice în scopul ameliorării caracteristicilor de rezistenţă şi a îmbunătăţirii comportării flancurilor dinţilor la diverse forme de uzură. In alegerea oţelurilor se pot face următoarele recomandări:

• - Roţile care angrenează să nu fie executate din acelaşi material (la materiale identice tendinţa de gripare este maximă).

• - Roata conducătoare funcţionează în condiţii mai grele decât roata condusă, deci trebuie să fie executată dintr un material cu caracteristici mecanice superioaretrebuie să fie executată dintr-un material cu caracteristici mecanice superioare. Câteva combinaţii de materiale întâlnite la reductoare de uz general sunt: OLC45 / OLC35; OLC60 / OLC45; OLC60 / OLC35; 40Cr10 / OLC45; OLC35 / OL70; OLC15 / OLC10; 41MoCr11 / 40Cr10; 33MoCr11 / OLC45 etc.

• - Pentru reductoarele obişnuite se recomandă utilizarea oţelurilor cu durităţi mici şi mijlocii HB ≈ (2500...3500) MPa, astfel micşorându-se pericolul gripării, diferenţa între roţi fiind de HB ≈ (200...300)MPa.

• Materiale utilizate pentru constructia rotilor  dintate: 

• Marca de otel:  OLC 45 D i l l i HB[MP ] 1850• Duritatea otelului HB[MPa]: 1850

3. 2. Valori necesare calculului angrenajuluig j3. 2. 1. Tensiuni admisibile

Tab 4.1. Indrumar VP,VC,MH

3.2.2. Factorul de corecţie al încărcării

3 3 PROIECTAREA ANGRENAJELOR3.3. PROIECTAREA ANGRENAJELOR CILINDRICE CU DINŢI ÎNCLINAŢI 

3 3 1 Calculul de predimensionare3.3.1 Calculul de predimensionare

3.3.1.1. Alegerea numărului de dinţi la pinionpinion

P t d t i d ifi t i d ti it t 15 23(25)Pentru danturi durificate inductiv sau nitrurate, z1=15...23(25) dinti

S l f l î â fi î tSe alege z1 astfel încât z2 să fie număr întreg,

3 3 1 2 Alegerea coeficientului de lăţime al danturii3.3.1.2. Alegerea coeficientului de lăţime al danturii

Valentin

Rectangle

3 3 1 3 Alegerea unghiului de înclinare al3.3.1.3. Alegerea unghiului de înclinare al dinţilor, β

3.3.1.4. Distanţa minimă necesară între axe

Valentin

Rectangle

ă l i l i b iamin se măreşte la prima valoare aSTAS şi se obţine aSTAS = aw . Se adoptă aSTAS dacă:

Valori pentru aSTASSe prefera valorile de pe sirul I

T b 2 5 2 6 I d VPTab 2.5, 2.6, Indrumar V.P

3 3 1 5 Modulul normal m3.3.1.5. Modulul normal , mn

Fig.2 42.4

din limitarea tensiunii de contactdin limitarea tensiunii de contact

3.3.1.6. Recalcularea unghiului de înclinare, β*3.3.1.6. Recalcularea unghiului de înclinare, β

3.3.2. Calculul elementelor caracteristice3 3 2 1 Elemente geometrice ale danturii3.3.2.1 Elemente geometrice ale danturii

angrenajelor cilindrice

3.3.2.2. Gradul de acoperirep

Pentru angrenaj cu roti dintate cilindrice cuPentru angrenaj cu roti dintate cilindrice cu dinti inclinati se calculeaza cu relatia:

Unde:

3.3.2.3. Randamentul angrenarii ηag ηa

Randamentul unei trepte cu roti dintateRandamentul unei trepte cu roti dintate cilindrice se calculeaza cu relatia:

Tab 2.8 VP [2]

Valentin

Rectangle

3 3 2 4 Forte in angrenare3.3.2.4. Forte in angrenare

CAPITOLUL 4VERIFICAREA LA INCALZIRE A 

REDUCTORULUI

4.1. Randamentul total al reductorului

Randamentul unui reductor cu o treaptă deRandamentul unui reductor cu o treaptă dereducere se determină cu relaţia:

4.2. Dimensionarea carcaselor4.2.1. Elemente constructive

Elemente constructiveElemente constructive

tensiunea admisibilă la răsucire î l l b d lîntr‐un ciclu pulsator, pentru arbori din oţel

Valorile obtinute anterior pentru dI si dII seadopta din urmatoarea gama standardizataadopta din urmatoarea gama standardizata

4 2 2 Calculul suprafeţei reductorului4.2.2. Calculul suprafeţei reductorului

Pentru un reductor cu o treapta de roti dintatecilindrice:cilindrice:

4.3. Verificarea reductorului la încălzire

CAPITOLUL 5CAPITOLUL 5CALCULUL ARBORILORCALCULUL ARBORILOR

5.1. Alegerea materialului

Alegerea materialului se va face în funcţiede felul solicitării arborilor, precum şi funcţiede natura acestor solicitări.Pentru solicitări uşoare şi medii serecomandă oţelurile carbon obişnuiterecomandă oţelurile carbon obişnuite,mărcile: OL50 sau OL60 (STAS 500/2-80).

Pentru solicitări medii cu cerinţe de durabilitate pentru fusurise recomandă oţelurile carbon de calitate cu tratament deţîmbunătăţire, mărcile: OLC35, OLC45, OLC60 (STAS880-80). Pentru arbori cu solicitări importante sau cândse impun restricţii deosebite de gabarit şi greutate serecomandă oţelurile aliate de îmbunătăţire, mărcile:33MoCr11 41MoCr11 sau 41CrNi12 (STAS 791 80) In33MoCr11, 41MoCr11 sau 41CrNi12 (STAS 791-80). Incazul în care se impun condiţii de duritate ridicatăfusurilor, arborii se vor executa din oţeluri carbon de, ţcementare, mărcile: OLC10, OLC 15 (STAS 880-80), sauoţelurile aliate de cementare, mărcile: 18MnCr10,18MoCrNi13 (STAS 791-80).

Principalele caracteristici mecanice ale oţelurilor uzualetili t l ţi b il d î t b l l 4 1 [3] iutilizate la execuţia arborilor se dau în tabelul 4.1 [3], iar

în tabelul 4.2 sunt prezentate tensiunile admisibile pentruaceleaşi categorii de materiale utilizate în calculele deaceleaşi categorii de materiale, utilizate în calculele dedimensionare.

5.2. Dimensionarea arborilor- Alegerea materialului se va face în funcţie de felul solicităriig ţarborilor, precum şi funcţie de natura acestor solicitări.Pentru solicitări uşoare şi medii se recomandă oţelurile carbon

bi it ă il OL50 OL60 (STAS 500/2 80)obişnuite, mărcile: OL50 sau OL60 (STAS 500/2-80).- Stabilirea formei geometrice a arborelui pornind de la undiametru preliminar calculat şi verificarea arborelui astfeldiametru preliminar calculat şi verificarea arborelui astfeldimensionat în secţiunile cu solicitări maxime, ţinându-seseama de solicitările reale, de natura acestor solicitări şi de

ii d i i d iconcentratorii de tensiuni ce pot produce ruperea prinoboseală a arborelui.Determinarea preliminară a diametrului arborelui se face peDeterminarea preliminară a diametrului arborelui se face pe baza unui calcul simplificat, considerând numai solicitarea la răsucire 4.2.1. Diametrul astfel obţinut, reprezintă diametrul capătului de arbore pentru arborele de intrare sau de ieşire, de la care se porneşte la stabilirea celorlalte dimensiuni. Atât pentru calculele de dimensionare cât şi pentru cele depentru calculele de dimensionare cât şi pentru cele de verificare este necesară cunoaşterea încărcării arborilor, ce depinde de tipul reductorului de turaţie şi de felul angrenajelor

5. 2. 1 Stabilirea schemelor de încărcare

• Distanţele dintre reazeme şi punctele de aplicaţie a forţelor l’ şi l’ se stabilesc cu relaţiileforţelor l’1 şi l’2 se stabilesc cu relaţiile:

• unde l1, l 2 ,l 3 , l 4 ,l 5 ,Δ sunt dimensiuni stabilite la §4 2 1 din cap 44.2.1 din cap.4

• l3 ‐ lăţimea cuplajului (preliminar se adoptă l3=30…40 mm);mm);

• b1 - lăţimea roţii dinţate conducătoare;• Pentru arborele II, datorită condiţiei de aliniere a

reazemelor distanţa de la reazemele 5 şi 7 lapunctul de aplicaţie al forţelor 6, va fi l’2 .

Se observa, din schemele prezentateanterior, că forţele care încarcă arborii nusunt în acelaşi plan, unele acţionează în planş p , ţ pvertical (V), altele în plan orizontal (H). În acestcaz pentru calculul reacţiunilor şi pentrucaz pentru calculul reacţiunilor şi pentrupredimensionarea la rezistenţă a arborelui, se

t î ă fiecăr i arbore cva reprezenta încărcarea fiecărui arbore cuforţe, separat în cele două plane,indicându-se şi variaţia momentului detorsiune transmis (este necesară trasarea(variaţiei momentului de torsiune transmisdeoarece pot exista tronsoane care nu suntdeoarece pot exista tronsoane care nu suntsolicitate la torsiune).

schemele de încărcare în cele două plane, a arborilor

• Determinarea solicitărilor arborilor cuprindeDeterminarea solicitărilor arborilor cuprinde etapele:

1 D t i ţi il î l d ă l1. Determinarea reacţiunilor în cele două plane:Se vor determina analitic componentele RV şi RH ale

reacţiunilor corespunzătoare reazemelor şi se vareprezenta sensul lor real

• Corectitudinea calculelor se verifică scriind ecuaţia de echilibru a forţelor pe orizontală:

• 2. Determinarea analitică şi grafică a momentelorîîncovoietoare

Se vor calcula momentele încovoietoare înSe vor calcula momentele încovoietoare înpunctele caracteristice ale grinzii,corespunzătoare încărcării din cele două planecorespunzătoare încărcării din cele două plane, şi se va trasa linia de variaţie a lor de-a lungul

b l i (di l M iM ) C l l larborelui (diagramele MiV şi MiH). Calculul se va efectua numai la arborele II.

în plan vertical

în plan orizontalp

• 3. Calculul momentului încovoietor rezultant Mij

S d t i ă t l î i t lt tSe determină momentul încovoietor rezultant, prin însumarea geometrică a componentelor MiV şi MiH corespunzătoare, din cele două plane (se va lua max MiH6; M’iH6 în valoareplane (se va lua max MiH6; M iH6, în valoare absolută):

• 4. Calculul momentelor încovoietoare echivalente Mej

Momentul echivalent se determină cu relaţia:Momentul echivalent se determină cu relaţia:

• Unde α este coeficient ce ţine seama de faptul că solicitarea de încovoiere se desfăşoară după un ciclu alternant simetric (R = ‐1), iar cea de torsiune după un ciclu pulsator (R=0).

σ ai(−1) şi σ ai(0) sunt caracteristice materialului arborelui şi se extrag din tabelul 4 2şi se extrag din tabelul 4.2

5. 2. 2 Determinarea diametrelor în punctele importante

• Se calculeaza d3,6 cu relatia:

• unde: Mej ‐momentul încovoietor echivalent în punctul respectiv, în N.mm;p p , ;

• σai (-1) - tensiunea admisibilă la încovoiere pentr n cicl alternant simetric în MPapentru un ciclu alternant simetric, în MPa, dată în tabelul 4.2. [3]

5.3. Forma constructivă a arborilor

• Forma constructivă a arborelui rezultă din secţiunile de bază ale căror diametre au ţfost determinate anterior şi din modificările care se aduc ţinând seama de organelecare se aduc, ţinând seama de organele de maşină care se aplică pe arbore, de montajul fixarea axială şi solidarizarea lormontajul, fixarea axială şi solidarizarea lor.

• În cele ce urmează se vor prezenta câteva pmodele de arbori şi unele recomandări privind stabilirea formeiprivind stabilirea formei

• Arborele Ibo e e• Valorile diametrelor pentru figura se vor adoptaconstructiv ţinând cont de următoarele recomandări:constructiv ţinând cont de următoarele recomandări:

• d1= d I (calculat in 4.2.1.);• Restul dimensiunilor se adoptă constructiv

pornind de la acest diametru, astfel:

Forma constructiva a arborelui IForma constructiva a arborelui I

• Pentru a se stabili forma constructivă a arborelui este necesar să se verifice varianta de montaj a pinionului pe arborevarianta de montaj a pinionului pe arbore. Astfel dacă are loc inegalitatea: d f1 – d3 ≥ 20 mm pentru arbore se va adopta soluţia20 mm, pentru arbore se va adopta soluţia constructivă din figura anterioara, pinionul

tâ d b ămontându-se pe arbore cu pană.• Dacă d f1 – d3 < 20 mm, se va adoptaDacă d f1 d3 20 mm, se va adopta

soluţia constructivă arbore - pinion, figuraurmatoareurmatoare

Solutia constructiva arbore pinionSolutia constructiva arbore pinion• d23 = d34 se vor adopta cu condiţia să rezulte mai 23 34mici ca df1, astfel: d23 = d34 = d2 + (3…5) mm

• l se alege conform STAS 8724/2 81 privind• l1 ‐ se alege conform STAS 8724/2‐81, privind dimensiunile capetelor de arbori cilindrici,

Arborele II• Forma arborelui se recomandă a fi cea din figura,

iar diametrele se vor adopta constructiv conformiar diametrele se vor adopta constructiv conform recomandărilor:d d ( l l t i 4 2 1)• d8= d II (calculat in 4.2.1);

• d78 = d8 + (3...5) mm• d7 = d78 + (3...5) mm (multiplu de 5)• d6 = d7 + (2...4) mm6 7 ( )• d56 = d6 + (5...7) mm• d d (deoarece se utilizează aceeaşi serie de rulmenţi)• d5 =d7 (deoarece se utilizează aceeaşi serie de rulmenţi)• c = (4...7) mm• l8 - se adoptă conform STAS 8724/2‐81.

Solutia constructiva arbore 2Solutia constructiva arbore 2

Dimensiunilecapetelor de arbori cilindrici

5 4 Alegerea penelor5. 4. Alegerea penelor

• Pentru montarea roţilor de curea, a roţilor dinţate sau a cuplajului pe arbori se vor utiliza pene paralele, acestea având avantajul unei mai bune centrări a elementului rotitor. Transmiterea încărcării se realizează prin zonele de contact dintre feţele laterale alezonele de contact dintre feţele laterale ale penei şi suprafeţele respective ale canalelor din arbore şi butucdin arbore şi butuc.

• Penele paralele se execută din oţel carbon, ă il OL50 OL60mărcile OL50 sau OL60

Asamblare cu pana paralelaAsamblare cu pana paralela

• In funcţie de diametrul tronsonului deIn funcţie de diametrul tronsonului dearbore pe care se montează roata sau

l j l d di b l l 4 4 [3] lcuplajul, dj, din tabelul 4.4 [3] se alegdimensiunile penei (b x h) şi ale canaluluip ( ) şde pană (t1 şi t2), conform STAS 1005‐71.

• Observaţie: In cadrul proiectului se vaalege pana necesară asamblării roţiialege pana necesară asamblării roţiidinţate conduse cu arborele 2 (în

t l 6 ă i îi dpunctul 6 căruia îi corespundediametrul d6 ).)

5 4 1 Calculul lungimii penelor5. 4. 1. Calculul lungimii penelor• Forţa care acţionează în asamblarea cu pană ţ ţ p

paralelă, se calculează cu relaţia:

• M - momentul de torsiune la arborele pe care• Mt2 - momentul de torsiune la arborele pe care se află pana [N.mm];

• d diametrul arborelui pe tronsonul respectiv al• d6 - diametrul arborelui pe tronsonul respectiv al asamblării [mm];

fi i t d f di t ă i• μ = 0,15 ‐ coeficient de frecare dintre pană şi butucul roţii.

• Lungimea penelor paralele se calculează din :• a) limitarea presiunii de contact:

• h ‐ înălţimea penei, în mm, din tabelul 4.4;• pa ‐ presiunea admisibilă de contact, pentru sarcini pulsatorii; p = (65 100) [N/mm2]sarcini pulsatorii; pa = (65...100) [N/mm ].

• b) condiţia de rezistenţă la tensiunea de forfecare:

• b - lăţimea penei [mm] din tab.4.4;• af = (0,2...0,3)σc - tensiunea admisibilă la

forfecare;forfecare;• σc - limita de curgere a materialului penei,

di t b l l 4 1din tabelul 4.1.• Având lungimea penei calculată aceasta g p

se va standardiza (STAS 1005-71), impunându-se condiţia:impunându se condiţia:

• Valorile lst se adoptă din tabelul 4.5 [3]  (extras st p [ ] (din STAS 1005-71).

• Lungimea penei (lst) se va corela cu lăţimea butucului roţii dinţate, astfel încât:ţ ţ ţ ,

• unde lbutuc = b2 ( b2 reprezintă lăţimea roţii u de butuc b2 ( b2 ep e tă ăţ ea oţdinţate conduse)

5.5.  Verificarea la oboseală a arborilor

• Verificarea la oboseală se face în secţiunile cuo concentrare importantă a tensiunilor (canalep (de pană, raze de racordare la salturi dediametre etc ) şi constă în determinareadiametre etc. ) şi constă în determinareacoeficientului de siguranţă efectiv c şicompararea lui cu un coeficient decompararea lui cu un coeficient desiguranţă admis ca .

• în care: cσ ‐ coeficient de siguranţă la oboseală, t li it l î ipentru solicitarea la încovoiere;

• cτ ‐ coeficient de siguranţă la oboseală, pentru solicitarea la torsiune.

• Se ţine seama că solicitarea de încovoiere se produce ţ pdupă un ciclu alternant simetric iar solicitarea de torsiune după un ciclu pulsator.p p

• Observaţie: In cadrul proiectului se va face verificarea la oboseală la arborele 2 înverificarea la oboseală la arborele 2 înpunctul 6 (căruia îi corespunde diametrul d6), concentrator de tensiune fiind canalul deconcentrator de tensiune fiind canalul de pană executat cu freză deget .

5. 5. 1 Calculul coeficientului de siguranţă cσ

• Coeficientul de siguranţă cσ se calculează curelaţia:

• unde: βσ ‐ coeficient efectiv de concentrare atensiunilortensiunilor.

• Pentru canal de pană executat cu freză disc saufreză deget se alege din figura 4 7 [3]freză deget se alege din figura 4.7. [3]

• γ ‐ coeficient de calitate al suprafeţei (fig.4.8) [3];• εσ ‐ factor dimensional (fig.4.9)[3];

1 - oţel carbon, fără concentratori de tensiune; 2- oţelli t fă ă t ă i i ţ l b t ă ialiat fără concentrări şi oţel carbon cu concentrări

moderate; 3- oţel aliat cu concentrări moderate; 4- oţelaliat cu concentrări foarte marialiat cu concentrări foarte mari

• σv - amplitudinea ciclului de solicitare laîncovoiere în secţiunea respectivă, în N/mm2 :

• în care: Mi6 ‐ momentul încovoietor rezultant însecţiunea în care se face verificarea la oboseală ,înN.mm (rel.4.9);

• Wz – modulul de rezistenţă axial al secţiuniiz ţ ţverificate. In cazul verificării în zona unui canalde pană , Wz se calculează cu relaţia:z

în care: d6 - diametrul arborelui în zonacanalului de pană, în mmp ,

b; t1‐ aleşi în §5.4, tabelul 4.4i t ţ l b lă t i l l i• σ −1 ‐ rezistenţa la oboseală a materialului

arborelui, în N/mm2, dată în tabelul 4.1;• σm ‐ tensiunea medie la solicitarea deîncovoiere a secţiunii respective (σ = 0 ciclulîncovoiere a secţiunii respective (σm= 0 ciclulde solicitare fiind alternant simetric).

5. 5. 2 Calculul coeficientului de siguranţă cτ

Coeficientul de siguranţă cτ se calculează cu relaţia:ţ

• unde: - βτ din figura 4.7 pentru canal de β g ppană;

• ‐ γ din figura 4 8;• ‐ γ din figura 4.8;• ‐ ετ din figura 4.10;• ‐ τ‐1 şi τc, în N/mm2, din tabelul 4.1

Fig.4.10

• Amplitudinea ciclului la solicitarea pulsatorie:p tud ea c c u u a so c ta ea pu sato e

în care: Mt2 ‐ momentul de torsiune la arborelepentru care se face verificarea, în secţiuneaconsiderată, în N.mm;Wp‐ momentul de rezistenţă polar în secţiuneaWp momentul de rezistenţă polar în secţiuneaîn care se face verificarea

Dacă coeficientul global c < ca =(1,5...2,5), este necesar să se majoreze diametrele în secţiunile verificatej ţ f

6 ALEGEREA RULMENŢILOR6. ALEGEREA RULMENŢILOR

6.1 Alegerea tipului de rulment• In construcţia reductoarelor sunt foarte răspândite

lagărele cu rulmenţi. Rulmenţii fiind tipizaţi, alegerea lorse face după standarde şi cataloagele fabricilor

d ăt b di t l i f l i b l iproducătoare pe baza diametrului fusului arborelui pecare se montează, a sarcinilor pe lagăr şi a duratei deexploatare alese iniţialexploatare alese iniţial.

• Pentru a adopta un anume tip de rulment se va ţineseama de: mărimea şi sensul solicitării turaţieseama de: mărimea şi sensul solicitării, turaţie,temperatura de lucru, condiţii de montaj şi exploatareetcetc.

• Recomandări:Recomandări:‐ la încărcări mici se vor utiliza rulmenţi cu bile,l î ă ă i i l ţi lla încărcări mari, rulmenţi cu role;

‐ la turaţii mari se utilizează rulmenţi cu bile; laţ ţturaţii mai mici, rulmenţi cu role;când în lagăre există atât încărcare radială cât şi‐ când în lagăre există atât încărcare radială cât şiaxială, se vor utiliza rulmenţi radial‐axiali;

‐ când în lagăre există numai încărcare radialăsau pe lângă aceasta şi o încărcare axială mică,sau pe lângă aceasta şi o încărcare axială mică,se vor utiliza rulmenţi radiali cu bile

Forţele axiale interne, provenite din descompunerea forţei normale la căile de rulare (fig 5 1)de rulare (fig.5.1)în direcţia axei rulmentului, se vor determina în calculul preliminar cu relaţia (5.3), adoptând α=15o.

unde: j =2 respectiv 4 la arborele 1 şi j=5 respectiv 7 la arborele 2;la arborele 2;α - din tabelul 5.2 în funcţie de seria rulmentului ales.

In funcţie de diametrul fusului d şi de tipul derulment ales, din tabelul 5.2 se va adopta o serie derulmenţi (cu capacitatea dinamică C mijlocie) şicorespunzător ei se vor nota: capacitatea dinamicăde încărcare C, capacitatea statică Co, D, B, α .

Calculul sarcinii dinamiceechivalente

Capacitatea dinamică necesarăCapacitatea dinamică necesară