• Share
  • Email
  • Embed
  • Like
  • Save
  • Private Content

Loading…

Flash Player 9 (or above) is needed to view presentations.
We have detected that you do not have it on your computer. To install it, go here.

Like this document? Why not share!

41066064 proiect-cmsb-isb-anul-iii

on

  • 5,174 views

 

Statistics

Views

Total Views
5,174
Views on SlideShare
5,174
Embed Views
0

Actions

Likes
0
Downloads
95
Comments
0

0 Embeds 0

No embeds

Accessibility

Categories

Upload Details

Uploaded via as Adobe PDF

Usage Rights

© All Rights Reserved

Report content

Flagged as inappropriate Flag as inappropriate
Flag as inappropriate

Select your reason for flagging this presentation as inappropriate.

Cancel
  • Full Name Full Name Comment goes here.
    Are you sure you want to
    Your message goes here
    Processing…
Post Comment
Edit your comment

    41066064 proiect-cmsb-isb-anul-iii 41066064 proiect-cmsb-isb-anul-iii Document Transcript

    • UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTI INGINERIA SISTEMELOR BIOTEHNICE PROIECT SUBANSAMBLU ARBORE REDUCTOR Mtrez = 480 rpm nML = 230 rpm ng = 3000; 1500; 1000; 750 rpm Indrumator proiect: Studenti: Buldan ALina Dr. ing. ILIE FILIP Caliap Ramona Filip Cosmin Grupa: 734 AN UNIVERSITAR 2009 - 2010 1. NOTIUNI PRIVIND PROIECTAREA 1
    • TRANSMISIILOR MECANICE 1.1. Consideratii generale Proiectarea reprezinta lucrarea tehnico-economica, bazata pe munca de conceptie si are ca rezultat documentatie tehnica. Aceasta documentatie, conform STAS 6269-80, se descompune din: documentatia de studiu, documentatia de baza, documentatia tehnologica si documentatia auxiliara. a) Documentatia de studiu A.Tema de proiectare, care este impusa de beneficiar si care trebuie sa contina o serie de cerinte cum sunt: - caracteristicile tehnice ale transmisiei: • puterea transmisa ca valoare maxima si ca mod de variatie in timp; • turatiile la arborele de iesire ca sens si marime; • tipul motorului de actionare si caracteristicile de functionare ale acestuia; • caracteristicile constructive ale transmisiei; - conditii de exploatare: • locul de instalare al sistemului mecanic; • influenta sistemului mecanic asupra vecinatatilor care se conditioneaza reciproc(vibratii, gaze, climat, abur, praf); • intretinerea sistemului mecanic; • piese de schimb. - prescriptii care pot cuprinde printre altele: • breviare de calcul; • norme de tehnica securitatii; • standarde, norme departamentale si de ramura; • caiete de sarcina; • drepturi de brevetare. - aspecte financiare privind: • cheltuieli cu proiectarea transmisiei mecanice; • pregatirea fabricatiei; • documentatia tehnica; • realizarea prototipului; • incercarile prototipului; • realizarea fabricatiei pentru seria de fabricatie zero. - executia transmisiei mecanice la care va fi precizat: • numarul de bucati; • marimea lotului de fabricatie; • ateliere de fabricatie cu dotarile necesare; - conditii de transport, montaj, depozitare; 2
    • - domenii posibile privind utilizarea si utilitatea transmisiei mecanice. B.Studiul tehnico-economic are ca scop fundamentarea tehnico-economica a temei de proiectare. Acesta cuprinde calculele si consideratiile privind economicitatea dar si eficacitatea transmisiei mecanice, prin studierea mai multor variante de transmisii existente, precum si a unor transmisii noi. C.Proiectul de ansamblu reprezinta proiectul tehnic propriu-zis, dimensionarea si productia de ansamblu a transmisiei mecanice. El contine desenul de ansamblu al transmisiei mecanice, calcule si ipoteze de dimensionare pentru elementele principaleale transmisiei mecanice, cum ar fi: - angrenaje cilindrice cu dinti drepti sau inclinati, angrenaje conice, angrenaje melc roata melcata; - transmisii prin curele sau prin lant; - cuplaje; - sistemul de ungere al transmisiei; - verificarea eficacitatii si a posibilitatii de obtinere a performantelor cerute in tema; - aprecieri privind aspectele economice. D.Memoriu tehnic de calcul justificativ urmareste rezolvarea problemelor de dimensionare a diverselor elemente componente sau subansamble, stabilirea solutiilor constructive si de verificare a transmisiei mecanice in ansamblu, precum si a organelor de masini componente. Problemele de dimensionare si de verificare se refera la calcule cinematice si energetice, calcule de rezistenta, calcule geometrice, de durabilitate, calcule de bilant termic. Transmisiile mecanice se proiecteaza in principal, la faza de proiect etic, pe baza efectuarii calculelor de rezistenta, de dimensionare si de verificare. In calculele de rezistenta, prezinta un deosebit interes cunoasterea si evaluarea cat mai exacta a solicitarilor, elementelor componente ale transmisiei mecanice. E.Desenele de executie si desenul de ansamblu (subansamblu) pentru prototip si seria zero se intocmesc conform reglementarilor in vigoare (SR ISO 5457-94). Scopul intocmirii lor este realizarea elementelor componente ale transmisiei mecanice. In cadrul desenelor de executie, se urmareste stabilirea formei geometrice si de pozitie a elementelor geometrice, a microgeometriei suprafetelor, precizarea materialelor si a tratamentului termic si termochimic aplicat pentru fiecare piesa componenta a transmisiei mecanice. Continutul desenelor de executie cuprinde reprezentarea grafica a piesei si cotarea conform standardelor, conditii tehnice inscrise in campul desenului si a indicatorului. F.Documetele incercarii si omologarii prototipului sau seriei zero cuprinzand buletinele de incercari, referatele necesare si sursele bibliografice precum si caietele de sarcini. b) Documentatia de baza completeaza documentatia de studiu si cuprinde 7 elemente componente : A.Desenele de executie se intocmesc cu scopul realizarii pieselor componente ale transmisiei mecanice. In cadrul desenelor de executie, se urmareste stabilirea formei geometrice a piesei, a preciziei dimensionale, a preciziei formei geometrice si de pozitie a elementelor geometrice, a microgeometriei suprafetelor, precizarea materialului si a tratamentului termic sau termochimic, aplicat pentru fiecare piesa componenta a transmisiei mecanice. Continutul desenelor de executie cuprinde reprezentarea grafica a piesei si cotarea conform standardelor, conditii tehnice inscrise in campul desenului si al indicatorului. In cazul desenelor de ansamblu sau subansamblu, pe langa continutul inscris in desenele de executie prezentate mai sus, acestea trebuie sa cuprinda tabelul de componenta, caracteristici tehnico -functionale, conditii de montaj. 3
    • Calitatea suprafetelor se prescrie, in primul rand, prin intermediul rugozitatii( in cazuri deosebite si prin intermediul ondulatiilor), conform STAS 5730/1…2-85. Valorile rugozitatilor sunt alese in functie de procedeele tehnologice de prelucrare a suprafetelor. Tolerantele generale, dimensionale si tolerantele generale geometrice ale elementelor fara indicatii de toleranta ale pieselor sau ansamblelor, prelucrate prin aschiere, se prescriu conform STAS 2300-88. Tolerantele dimensionale lineare si unghiulare ale elementelor pieselor se prescriu alaturi de cotele nominale, conform STAS 8100-68. Tolerantele formei geometrice si de pozitie a elementelor geometrice se stabilesc dupa STAS 739/1…6-74. In tabelul 1.7 sunt recomandate tolerantele la rectinilitate (TFr), la planeitate (TFP), la forma data a profilului (TFp) si la forma data a suprafetei(TFs). In tabelul 1.8 sunt recomandate tolerantele de circularitate (TFc) si la cilindricitate (TFC). In tabelul 1.9 sunt recomandate tolerantele la parallelism (TPI), la perpendicularitate (TPd), la inclinare (TPi) si la bataia frontala (TBf). In tabelul 1.10 sunt recomandate tolerantele la coaxialitate si la concentricitate (TPc), la simetrie (TPs), la intersectare (TPx) si la bataia radiala (TPr). Aceste tolerante se prescriu in desen prin simboluri inscrise in casute. Toate aceste tabele mentionate mai sus se gasesc in Indrumarul de Proiectare (Ed. BREN, Ilie Filip). Observatie: In cazul tolerantelor la planeitate sau la forma data a suprafetei, prin dimensiune nominala se intelege lungimea laturii mai mari a suprafetei, daca conditia se refera la intreaga suprafata, sau lungimea prescrisa (de referinta) a suprafetei, daca se refera la o portiune a suprafetei. Prin dimensiune nominala se intelege lungimea prescrisa (de referinta) la care se refera conditia de paralelism, perpendicularitate sau inclinare, respectiv diametrul prescris la care se refera toleranta bataii frontale (daca nu se prescrie o valoare a diametrului de referinta, prin diametrul nominal se intelege diametrul maximal al suprafetei frontale). B.Schemele au ca scop reprezentarea grafica a functionarii si constructiei transmisiei mecanice. Acestea contin schemele cinematice, diagramele de functionare si schemele de fiabilitate. C.Desenele de instalare au ca scop legaturile transmisiei cu elementele la care se racordeaza. De exemplu, legaturile cu masina motoare, cu masina de lucru, cu postamentul (fundatia). D.Caietul de sarcini se intocmeste cu scopul indicarii tuturor conditiilor tehnice, privind executia, incercarea, exploatarea si verificarea. Aceste conditii tehnice nu sunt stabilite prin standarde, nu sunt prescrise pe desenul de executie si contin denumirea, caracteristicile si performantele transmisiei mecanice, conditiile de calitate, de executie de functionare, prescriptii pentru verificari, conditii de exploatare, conditii de asamblare, depozitare si transport. E.Lista standardelor, a normelor si a instructiunilor cu caracter republican sau international care se refera la transmisia mecanica si la conditiile de calitate a acesteia. F.Calculele speciale sunt recomandate pentru transmisiile de mare precizie, in special pentru echilibrarea pieselor aflate in miscare de rotatie, precum si pentru calculul parametrilor privind controlul unor angrenaje cu importanta deosebita asupra bunei functionari a transmisiei . G.Borderoul documentatiei de baza se intocmeste conform STAS 4659-80. H.Documentele incercarii si omologarii prototipului sau seriei zero cuprind buletinele de incercari, referatele necesare si sursele bibliografice, precum si caietele de sarcini. 4
    • 1.2. Generalitati Proiectarea este activitatea tehnica si economica mintala, desfasurata de la ideea tehnica sau de la problema concreta pusa de procesul de productie, pana la totalitatea indicatiilor precizate in documentatia tehnica pentru realizarea produsului. De la ideea tehnica pana la transpunerea ei in elemente tehnice concrete, materializate prin desene, este nevoie de studiu in desfasurarea caruia sunt parcurse mai multe faze care implica o munca de conceptie tehnica si economica sub aspectul combativ dar, cel mai adesea si sub aspect creator . Manifestarea concurentei pe piata exprima masura in care societatea este capabila sa stimuleze creativitatea agentului economic in actiunea sa de exercitare a activitatii economice eficiente . Concurenta este cea care impune agentilor economici gasirea celor mai eficiente modalitati de combinare si utilizare a factorilor de productie. Numai in conditii de concurenta si de libertate a preturilor cumparatorul poate cauta si alege vanzatorul cu oferta cea mai avantajoasa prin calitate si pret, iar agentul economic este stimulat in cautarea acelor solutii economice care sa-i asigure eficienta economica maxima. Intr-o economie concurentiala, ineficienta este imediat “sanctionata” prin eliminarea de pe piata a agentului economic respectiv. Din legile pietei si concurentei din libertatea agentilor economici de a actiona conform propriilor interese, in libertatea preturilor decurg atat dinamismul, cat si eficienta unei economii, cautarea si generalizarea accelerata a procesului tehnico-economic, orientarea permanenta spre satisfacerea trebuintelor “consumatorului-rege”. Un alt factor important in realizarea unui produs este reprezentat de calitate, insemnand capacitatea unui produs de a raspunde unor nevoi specifice sau unor exigente . Intr-o economie “sanatoasa” sa produci inseamna: - mai mult; - mai repede; - mai ieftin; - mai bine; - la momentul oportun. In Romania economia este in proces de dezvoltare, ceea ce implica anumite compromisuri si in cazul strategiilor concurentiale si de aceea pentru o buna afirmare pe piata trebuie combinate elemente din cele doua strategii. Revenind la partea tehnica a proiectului, putem spune ca transmisiile mecanice se proiecteaza, in principal, la faza de proiect tehnic, pe baza efectuarii calculelor de rezistenta, de dimensionare si de verificare. In calculele de rezistenta, prezinta un interes deosebit cunoasterea si evaluarea cat mai exacta a solicitarilor, elementelor componente ale transmisiei mecanice. Acestea rezulta, in principal, din datele temei de proiectare. Din acest punct de vedere, sarcinile masinii de lucru sunt transmise la masina motoare prin intermediul transmisiei mecanice. 1.3. Stabilirea schemei cinematice si a valorilor constructive Pentru realizarea transmisiei mecanice in vederea antrenarii sistemului de filtrare a apei (ML), se propun mai multe variante constructive, din care trebuie sa alegem doar trei. Datele pe baza carora alegem motorul electric, transmisia intermediara, reductorul si angrenajul sunt: - motorul electric este un motor de curent electric alternativ asincron; - momentul rezistent la arborele masinii de lucru: M t rez = 480 Nm; - turatia arborelui masinii de lucru: nE = 230 rpm; - turatia de mers in gol a motorului electric ales are una din valorile: 3000, 1500, 1000,750 rpm. In principiu transmisia mecanica necesara antrenarii sistemului de filtrare se compune din: • motor electric ME 5
    • • transmisie intermediara cu element flexibil(curele trapezoidale,curele dintate si lanturi) TEF • redactor cilindric cu roti dintate intr-o treapta de reducere R • cuplaj standardizat C • masina de lucru ML 2. MEMORIUL TEHNIC DE CALCUL 2.1 Calculul cinematic si energetic al transmisiei mecanice Calculul cinematic si energetic al transmisiei mecanice presupune calculul rapoartelor de transmitere, turatiilor pe fiecare arbore, puterilor si momentelor primite sau transmise de fiecare arbore. Calculul rapoartelor de transmitere si calculul turatiilor pe fiecare arbore al transmisiei, reprezinta calculul cinematic al transmisiei mecanice (calculul de forta al transmisiei mecanice). Calculul rapoartelor de transmisie cuprinde: calculul raportului total de transmitere iT (al intregii transmisii mecanice si calculul rapoartelor de transmitere intermediare (al transmisiei cu element flexibil- iTEF , al reductorului cu roti dintate- i R etc.). a) Calculul raportului de transmitere (calculul cinematic): ni n ME iT = = unde ni este turatia la intrare, ne este turatia la iesire ne n ML n g1 3000 rpm iT1 = = = 13 .04 η ML 230 rpm n g2 1500 rpm iT2 = = = 6.52 η ML 230 rpm 6
    • ng 3 1000 rpm iT3 = = = 4.34 ηML 230 rpm ng 4 750 rpm iT4 = = = 3.26 ηML 230 rpm Cum rapoartele de transmitere sunt standardizate, conform STAS 6012-82, cele 4 valori ale rapoartelor totale obtinute prin calcul se vor standardiza si ele conform STAS 6012-82 si rezulta ca: iT1 = 12 .6 iT2 = 6.3 iT3 = 4.48 iT4 = 3.2 b) Stabilirea rapoartelor de transmitere intermediare Raportul total de transmitere iT este egal cu raportul rapoartelor de transmitere intermediare( iTEF , i R etc. ). Deci: iT = iTEF ⋅ iR Se impune o valoare standardizata pentru iTEF ≤ 2,5 si iTEF < i R , conform STAS 6012-82 si rezulta valorile pentru i R ce se vor standardiza conform aceluiasi STAS 6012-82. iT1 13.04 Impunem: iTEF = 2 ⇒ i R!1 = = = 6.52 iTEF 2 iT2 6.52 i R!2 = = = 3.26 iTEF 2 iT3 4.34 i R3 = = = 2.17 iTEF 2 iT4 3.26 i R4 = = = 1,63 iTEF 2 ⇒ i R1 = 6,30 ⇒ i R2 = 3,15 Aceste valori ale lui iR se standardizeaza astfel : ⇒ i R3 = 2.24 ⇒ i R4 = 1,6 Dar iT .STAS = iTEF ⋅ i R. STAS , rezulta: 7
    • iT1STAS = 6,3 ⋅ 2 = 12 ,6 iT2 STAS = 3,15 ⋅ 2 = 6,3 iT3 STAS = 2.24 ⋅ 2 = 4.48 iT4 STAS = 1,6 ⋅ 2 = 3.2 Observatii 1. Prin cuplajul C ca element de legatura intre arborele de iesire al reductorului cu roti dintate, R si arborele de intrare al masinii de lucru, ML se transmite puterea si turatia integeral (fara pierderi); 2. In continuare mersul de calcul va ultiliza numai valorile STAS ale rapoartelor de transmitere; 3. Valorile recomandate ale rapoartelor de transmitere, pentru transmisii mecanice cu o treapta de reducere sunt date in tabelul 2.2.(pag 16) din Indrumarul de proiect. c) Calculul turatiilor pe fiecare arbore al transmisiei mecanice Turatia arborelui motorului electric este chiar turatia arborelui I al transmisiei mecanice: n I = n ME = n g n I1 = 3000 rpm n I 2 = 1500 rpm n I 3 = 1000 rpm n I 4 = 750 rpm nI 3000 n II = ⇒ n II1 = = 1500 rpm iTEF 2 1500 n II 2 = = 750 rpm 2 1000 n II 3 = = 500 rpm 2 750 n II 4 = = 375 rpm 2 nII 1500 nIII = ⇒ nIII 1 = = 238 ,09 rpm iR 6,3 750 nIII 2 = = 238 ,09 rpm 3,15 500 nIII 3 = = 223 .21rpm 2.24 375 nIII 4 = = 234 ,37 rpm 1,6 n IV = n III = n ML n IV 1 = 238 ,08 rpm n IV 2 = 238 ,08 rpm n IV 3 = 223 .21rpm 8 n IV 2 = 234 ,37 rpm
    • n ML = n IV 3 = 234 .37 rpm ⇒ n g =750 rpm Se observa ca turatia cea mai apropiata de turatia de mers in gol a motorului electric este 750rpm.Valoriile obtinute pentru turatii sunt valorile efective ale turatiilor pe fiecare arbore. Adoptam STAS : iTEF = 1.6 si iR =2 d) Calculul puterilor pe fiecare arbore In general puterile se modifica ca urmare a pierderilor prin frecare ce au loc in timpul functionarii transmisiei mecanice (randamentele cuplelor de frecare η ),micsorandu-se de la intrarea in transmisia mecanica catre iesirea din transmisia mecanica. In functie de datele initiale, impuse prin tema de proiectare, se determina puterea si turatia de actionare, iar cand acesta este standardizat, se impune alegerea corecta. ηrIII = 0,99 ηa = 0,98 Toate aceste valori au fost alese conform tabelului 2.3 pag 17 din sursa ηTEF = 0,96 bibliografica. Cunoscand momentul rezistent la arborele masinii de lucru Mt rez se poate determina la arborele masinii de lucru : 30 P [kW ] Mtrez = M t , ML = ⋅ 10 6 ⋅ ML ⇒ PML = PIV π nML [rpm] π ⋅ M t ,rez ⋅ 10 3 ⋅ n ML π ⋅ 480 ⋅ 10 3 ⋅ 234.37 ⇒ PML = = = 11.78kW 30 ⋅ 10 6 30 ⋅ 10 6 P 12.50 PI = PME = II = = 13.02kW η TEF 0.96 PIII 12.01 PII = = = 12.50 / kW 2 η a ⋅ η rII 0.98 ⋅ 0.99 2 P 11.78 PIII = ML2 = = 12.01kW η rIII 0.99 2 2.2 Alegerea variantelor constructive optime a) Alegerea motorului electric Motorul electric este standardizat conform STAS 1893-87 sau 881-88, in functie de puterea si turatia efectiva la arborele motorului electric. Motorul electric este un motor asincron de uz general. Conform STAS puterea nominala Pn = 15 kW si turatia nominala nn = 730 rpm. Astfel caracteristicile motorului electric asincron de uz general sunt : • Tipul motorului : ASU 200 L-8 9
    • • Turatia nominala: nn = 730 rpm • Curent nominal In = 36 A • Randamentul η = 88% • Ip/ In = 6 • Mp/Mn = 2.2 • Mmax/ Mn = 2.6 • Masa este 240 kg • P0ME = 2.70 [u.m/kg] • PMEef = 13.02 kW • nMEef = 730 rpm Montaj pe talpi: A = 318 mm C = 133 mm K = 19 mm 0 B = 305 mm H = 200 − , 5 mm 0 Capat de arbore: D = 55m6 F = 16h9 L = 780 E = 110 GA = 59 HD = 490 b)Calculul momentelor transmise de fiecare arbore 30 P M t,x = ⋅ 10 6 ⋅ x ; π nx x=I;II;III;IV n Ief = n MEef = 730 rpm n Ief 730 n IIef = = = 456 .25rpm iTEF 1 .6 n IIef 456.25 n IIIef = = = 228.125rpm = n IVef = n ML iR 2 10
    • 30 6 13.02kW M = ⋅ 10 ⋅ = 170317.59Nmm tI π 730rpm 30 12.5kW M tII = ⋅ 106 ⋅ = 261624.56Nmm π 456.25rpm 30 12.01kW M tIII = ⋅ 106 ⋅ = 502737.76Nmm π 228.125rpm 30 11 .78 kW M tIV = ⋅10 6 ⋅ = 493109 .97 Nmm π 228 .125 rpm c)Alegerea capetelor de arbori Se face conform STAS 8724/3 si STAS 8724/2-71, functie de momentul transmis de fiecare (arbore momentul de torsiune de calcul, capabil sa-l transmita arborele ).In acelasi timp se aleg abaterile limita (tolerantele),clasa de precizie si dimensiunile pentru lungimea capetelor de arbori (seria lunga si seria scurta din anexa 2.3 pag102).In ceea ce priveste lungimea capatului de arbore, aceasta poate fi aleasa serie scurta sau serie lunga. M tI = 170317 .59 Nmm = 170317 .59 ⋅10 −3 Nm = 170 .317 Nm ⇒ d caI = 38 mm M tII = 261624 .56 Nmm = 261624 .56 ⋅10 −3 Nm = 261 .624 Nm ⇒ d caII = 42 mm M tIII = 502737 .76 Nmm = 502737 .76 ⋅10 −3 Nm = 502 .737 Nm ⇒ d caIII = 50 mm M tIII ≅ M tIV = 493 .107 Nm ⇒ d caIV = 50 mm d caI = 38 mm ⇒ abateri limita :+0.018…+0.02 ⇒ l ca (lungimea ) :-serie lunga 80 :-serie scurta 58 d caII = 42 mm ⇒ abateri limita :+0.018…+0.02 ⇒ l ca :-serie lunga 110 :-serie scurta 82 d caIII = 50 mm ⇒ abateri limita :+0.018…+0.02 ⇒ l ca :serie lunga 110 :serie scurta 82 d caIV = 50 mm ⇒ abateri limita :+0.018…+0.02 ⇒ l ca :serie lunga 110 :serie scurta 82 In figura se pot observa capete de arbore cilindrice : 11
    • d)Alegerea tipului de reductor cu roti dintate Pentru proiectarea transmisiei mecanice unui sistem biotehnic se va utiliza un reductor cu roti dintate tipizat, drept pentru intr-o singura treapta cu roti dintate cilindrice si dinti inclinati dupa firmele FLENDER Germania si NEPTUN Romania. Reductoarele tipizate sunt reductoare de uz general avand toate elementele constructive si geometrice standardizate si anume: rapoartele de transmitere ,distantele dintre axele rotilor dintate,inaltimea dintre axele de intrare- iesire si planul de fixare a reductorului, diametrul si lungimea capetelor arborilor de intrare –iesire, lagarele cu rostogolire (rulmenti) si elementele de etansare, fixarea pe talpa sau pe elementele masinii de lucru, celelalte elemente componente. Se impune o corectie a puterii la arborii de intrare si iesire (corectia se face in ipoteza mentinerii constante a momentelor de torsiune la arborii de intrare si de iesire a reductorului cu un coeficient de serviciu c s =1.1……1.4 ce tine seama si de continuiatea duratei de functionare). Am ales: c s =1.25 Puterea corectata este puterea echivalenta PE ( PE este puterea la arborele de iesire din reductor, dupa Flender sau puterea la arborele de intrare in reductor , dupa Neptun) si se calculeaza cu relatia: PE = c s ⋅ PIII = 1.25 ⋅12 .01 = 15 .012 kW (dupa Flender) PE = c s ⋅ PII = 1.25 ⋅12 .50 = 15 .625 kW (dupa Neptun) Pentru alegerea practica sunt necesare urmatorele : - Turatiile la arborii de intrare si iesire ai reductorului ni , n e -Puterea echivalenta PE -Raportul de transmitere a reductorului cu roti dintate i R In extrasul din cataloagele firmelor (anexa 2.4 si anexa 2.5 din indrumarul de proiect) este indicate puterea nominala transmisa P N , respectiv PN , pentru o incarcare la oboseala constanta, fara socuri 1 si cu functionare continua.Alegerea se face in functie de puterea efectiva primita sau transmisa de reductor Pef , cu respectarea conditiei: P N ( PN ) ≥ Pef = c s ⋅ PE 1 Se cunosc : iR = 1.6 n1N = 750 rpm In functie de aceste date, conform caracteristicilor impuse de firma FLENDER din Germania, marimea reductorului aleasa de noi este de 80 N, deoarece valoarea cea mai apropiata puterii nominale transmise de reductor este P1N= 21 kW. De marimea reductorului depind si restul caracteristicilor reductorului : a= 235mm; b=150mm; c=18 mm; d1= 28m6 mm; l1= 50mm ; d2 =32 m6 mm; l2= 60mm; E= 80; e=67.5; 12
    • G1,2=70 mm; h=70mm; H=100mm; m1= 205mm; m2= 180mm; n1=120mm; n2= 27.5mm; masa=14kg; cantitatea de ulei =0.9 l. Aceleasi date influenteaza si marimea reductorului in cazul firmei NEPTUN din Romania. Marimea reductorului aleasa este tot 100 N, deoarece valoarea cea mai apropiata puterii nominale transmise de reductor este P1N = 20 kW De marimea reductorului depind si restul caracteristicilor reductorului: A1=320 mm; A2=85 mm; A4 = 15 mm; A5= 230 mm; A6=260 mm; B1=80 mm; B2=85 mm; B4= 150 mm; B5= 50 mm; B6=180 mm; H=125 mm; H1=255 mm; H2=28 mm; H3=22 mm; O1=12 mm; d1=32 mm; L1= 58 mm; d2=45 mm; L2=82 mm; cantitatea de ulei= 3 l; masa reductorului =48 kg. Pentru a lua o decizie corecta in privinta alegerii tipului de reductor (dupa firmele Neptun sau Flender ) este necesara efectuarea unei comparatii intre caracteristicile principale ale celor doua firme. Firma FLENDER Firma NEPTUN Punctaj Punctaj Flender Neptun PE = 15 .012 kW si PE = 15 .625 kW si 0 1 P1N= 21 kW P1N = 20 kW Masa 14kg; Masa 48 kg 1 0 Cantitatea de ulei 0.9 l Cantitatea de ulei 3l 0 1 Din acest tabel putem observa ca firma NEPTUN din Romania a obtinut un punctaj mai bun asadar vom folosi reductorul produs de aceasta firma. Singurul inconvenient in folosirea acestui tip de reductor este masa lui care este vizibil mai mare decat cea a reductoarelor produse de firma Flender din Germania. 2.3 Analiza variantelor posibile de antrenare a transmisiei mecanice Se vor analiza 3 variante posibile de antrenare cu elemente flexibile a transmisiei mecanice (TEF) a sistemului biotehnic si anume: 13
    • 1. Transmisie prin curele trapezoidale (TCT) 2. Transmisie prin curele dintate sincrone (TCD) 3. Tansmisie prin lant (TL) 2.3.1 Proiectarea transmisiei prin curele trapezoidale (TCT) Calculul transmisiei prin curele trapezoidale este standardizat in STAS 1163 -78 . Calculul urmareste alegerea curelei trapezoidale, geometria transmisiei prin curele trapezoidale, numarul de curele, forta de intindere initiala si forta de apasare pe arborii transmisiei, determinarea durabilitatii curelei, precum si proiectarea rotilor de curea. a)Alegerea curelei trapezoidale si dimensionarea transmisiei In calcul se considera a fi cunoscute puterea de transmis P [kW] , turatiile rotilor conducatoare n1 , respectiv conduse n2 [rot/min] sau una dintre turatii si raportul de transmitere iTEF = iTCT . Alegerea tipului de curea se efectueaza pe baza “transmisiei de referinta” (transmisii conventionale cu performante cunoscute, determinate in conditii de laborator de catre firmele producatoare de curele trapezoidale.) Exista doua tipuri de curele trapezoidale: clasice sau inguste si se determina in functie de puterea de transmisie si turatia rotii motoare. Tendinta actuala este de a se utilize curele trapezoidale inguste , care pot functiona si cu frecvente mai mari. Din calculele anterioare am determinat P = 13.02 kW n1ef = 730 rpm Acestor valori le-a corespuns tipul de curea trapezoidala ingusta : Profil SPA iar diametrul primitiv al curelei trapezoidale Dp1 ≤ 180 mm. Conform STAS 1163-71 diametrul primitiv al rotii conducatoare este: Dp2 = (1 – ξ ) Dp1 iTEF Unde : - ξ alunecarea elastica (2%) - Dp1 diametrul primitiv al rotii conducatoare, ales la valoarea standardizata - Dp2 diametrul primitiv al rotii conduse, care la randu-i se standardizeaza. 14
    • - iTEF raprtul de transmitere iTEF = 1.6 Dp2 = (1 – 0.02) 180 1.6 = 282.24 mm Conform STAS 1163-71 diametrul primitiv al rotii conduse este: Dp2 =280 mm Viteza periferica a rotii conducatoare se considera egala cu viteza de deplasare a curelei. v1 ≤ vadm =50m/s (in cazul curelelor trapezoidale inguste) π ⋅180 ⋅ 730 v1 = = 6.88 ≤ 50 m / s /s 60 ⋅1000 v1 ≤ vadm (Adevarat) conditia a fost indeplinita. Alegerea distantei dintre axe A12*, nefiind impusa din considerente geometrice, se adopta in intervalul de valori : 0.7(Dp1 + Dp2 ) ≤ A12* ≤ 2(Dp1 + Dp2 ) 0.7(180 + 280) ≤ A12* ≤ 2(180 + 280) 322 ≤ A12* ≤ 9210 Adoptam A12* = 600 mm Lungimea orientativa primitive a curelei se determina in functie de distanta dintre axe si diametrele primitive ale rotilor: π ⋅ (180 + 280 ) ( 280 − 180 ) 2 Lp* = 2 ⋅ 600 + + = 1930 .9mm 2 4 ⋅ 300 Aceasta lungime orientativa calculate se standardizeaza la valoarea cea mai apropiata recomadata Lp . Am ales Lp = 2000 mm Odata aleasa lungimea primitive standardizata Lp se recalculeaa distanat dintre axe , exacta A12, care rezulta din ecuatia de grad 2: 15
    • 8A122 – 2 [2 Lp – π(Dp1 + Dp2 )] A12 + (Dp2 – Dp1) 2 = 0 8A122 – 2 [2 2000 – π 460] A12 + 10 000 = 0 8A122 – 5109.73 A12 + 10000 = 0 ∆ = 25789389 .3 A1 = 634 .79 mm A2 = 1.96 mm A12 = 600 mm Adoptam : Unghiul dintre ramurile curelei γ : 280 −180 γ = 2 arcsin 2 * 600 = 2 arcsin 0,083 γ = 9.56 si unghiurile de infasurare a curelei pe roata conducatoare respective condusa β1, β2 : β1 =180- γ β2 =180+ γ β1 = 170.44° β2 = 189.56° β1 = 170,44° β2 = 189.56° Calculul preliminar al numarului de curele z0 : unde : - P puterea pe arboreal rotii conducatoare P=13.02 - cf coeficientul de functionare cf = 1.3 - cL coeficientul de lungime al curelei cL = 0.96 - cβ coeficientul de infasurare al curelei pe roata mica (roata conducatoare) cβ = 0.97 - P0 puterea transmisa de o curea.Poate fi determinata in functie de diametrul primitive al rotii conducatoare, raportul de transmisie si turatia motorului electric P0 = 4.14 kW 13 .02 ⋅1.3 Z0 = = 4.39 0.96 ⋅ 0.97 ⋅ 4.14 In functie de z0 se determina numarul final de curele: 16
    • Unde : cz coeficient ce tine seama de faptul ca sarcina nu se transmite uniform prin cele z0 curele. z 0 4.39 z = c = 0.9 = 4.87 z z ≤ zmax (Adevarat) conditia a fost indeplinita z= 5 curele Verificarea frecventei indoirilor: F0 = 2840 N Fa ~ 3220 N f ≤ fa unde : - x numarul de roti de curea al transmisiei - fa frecventa maxima admisa fa = 40 Hz 6.88 ⋅ 2 f = 2200 ⋅ 0,001 = 6.88 f ≤ fa (Adevarat) conditie a fost indeplinita Forta de intindere initiala F0 si forta de apasare pe arbori Fa se determina cu relatiile: F0 =(1.5…2)Fu Fa = (1.5…2)Fu in care forta utila Fu transmisa se determina astfel: 13 .02 2 ⋅170317 .59 = 1000 ⋅ = Fu 6.88 180 Fu = 1892.4 Astfel F0 =(1.5…2)Fu = 1.7 1892.4 = 3217.08 N Fa = (1.5…2)Fu = 1.7 1892.4 = 3217.08 N b) Determinarea durabilitatii curelei trapezoidale Durabilitatea efectiva de rezistenta la oboseala a curelei trapezoidale se apreciaza prin numarul de ore de functionare.Pentru acesta vom determina raportul dintre lungimea primitive a curelei Lp si durabilitatea Lh iar apoi vom calcula durata efectiva de functionare. 17
    • P 13 .02 Pj = = = 2.669 z 4.878 Dp 180 = = 18 h 10 Lp cm = 0. 9 2 Lh 10 h 2 h= = 2,22 0,9 c) Proiectarea rotilor de curea Rotile pentru curele trapezoidale sunt standardizate in STAS 1162-84. Dimensiunile geometrice ale canalelor in care patrund curelele trapezoidale permit functionarea atat a curelelor clasice cat si a celor inguste cu conditia sa aiba acelasi lp. Elementele geometrice principale ale rotilor de curea trapezoidale se calculeaza cu ajutorul urmatoarelor relatii:  Diametrul exterior De De = Dp + 2n + 2(r1 + h1 ) (1- sin α/2) De1 = Dp1 + 2n + 2(r1 + h1 ) (1- sin α/2) = 180 + 2 7,2 + 2(1 + 10)(1- sin 38)= = 202.85 mm De2 = Dp2 + 2n + 2(r1 + h1 ) (1- sin α/2) = 280 + 2 7,2 + 2(1 + 10)(1- sin 38)= = 302.85 mm  Diametrul interior Di 13 13 Di1 = 180 + 2•7.2 - tg 0.3443 =180 + 0,34 =156 .64 mm 13 13 Di2 = 280 + 2•7.2 - tg 0.3443 = 280 + 0,34 = 256 .64 mm  Latimea B: B = a + 2(r1+h1) cos α/2 B = 13 + 2(1+10)cos 19= 33,80 mm  Diametrul interior De De = Dp + 2(n + h1) De1= Dp1 + 2(n + h1) = 180 +2( 7,2 + 10) = 214.4 mm De2= Dp2 + 2(n + h1) = 280 +2( 7,2 + 10) = 314.4 mm 18
    •  Latimea B B = a + 2(r1 + h1) (1 + cos α/2) B = 13 + 2(1 +10) (1 + cos 19) = 55.80 mm  Latimea Bm Bm = a+ 2(r1+h1) cosα/2 +(a+2h1)(z-1) Bm = 13 + 2(1+10)cos19 + (13 +2*10)(4.878-1) = = 161.775 mm Pentru a compensa alungirea curelei trapezoidale, in cazul in care distanta dintre axele de rotatie ale arborilor se mentine constanta, se folosesc role de intindere . Aceste role se monteaza pe ramura coondusa, dispunerea ei putand fi pe partea interioara sau exterioara a curelei.Controlul intinderii curelei se face dupa un timp de functionare al transmisiei.Transmisiile prin curele se protejeaza cu aparatori din tabla sau plasa de sarma. 2.3.2 Proiectarea unei transmisii prin curele dintate sincrone (TCD) Curelele dintate sincrone sunt aplicatii eficiente, utilizate in vaste domenii in care se impun parametrii, al caror algoritm este conceput intr-o mare masura in vederea eficientizarii tehnico- economice, astfel: • Sincronism de antrenare • Absenta intretinerii ( lubrificare si retensionare) • Functionare silentioasa. In functie de dimensiunea pasului lor, decurge o clasificare referitoare la modalitatea de folosinta in maniera cea mai benefica, intrucat curelele cu: • Pas mai mic decat 5mm ↔ micromecanica (informatica, masini de scris, camere video, elemente de automatizare) • Pas cuprins in intervalul (5;14) mm ↔ industria alimentara, aparatura electrocasnica, motoare cu ardere interna, motoare eoliene, masini unelte → datorita faptului ca acestea functioneaza la turatii ridicate, sunt utilizate ca transmisii de putere, in vederea atenuarii zgomotului si echilibrarii vitezei de lucru a lanturilor • Pas mai mare decat 14 mm ↔ submarine nucleare → atenuarea zgomotului. Acest tip de transmisie are o serie de avantaje, fapt pentru care detin o frecventa utilizare: • Raport de transmitere riguros constant • Capacitate portanta mare, puteri pana la 400 kW • Viteze periferice mari de pana la 80 m/s • Zgomot redus in functionare • Intretinere usoara Realizarea curelelor sincrone: 19
    • • dantura simpla dispusa sa interior • dantura dubla cu dinti simetrici sau dacalati. Proiectarea transmisiilor prin curele dintate: • dimensionarea curelei dintate sincrone si stabilirea geometriei transmisiei prin curea • proiectarea rotilor de curea si asigurarea conditiilor de montaj • verificarea conditiilor de montaj corect. Elemente cunoscute in calculul de proiectare al unei transmisii prin curele dintate sincrone: • puterea de transmisie P [kW] • turatiile rotiilor conducatoare n1, n2 [rpm] sau una dintre turatii si raportul de transmitere iTCD • conditiile de lucru si gabaritul transmisiei (diametrul maxim al rotilor dintate, distanta dintre axe care poate fi adoptata constructiv). Curele dintate asincrone: • cu profil trapezoidal → cele mai des utilizate • cu profil curbiliniu HTD (normele kleber) → cele mai performante. Dimensionarea curelei dintate sincrone; • alegerea profilului curelei • stabilirea geometriei transmisiei • determinarea latimii si lungimii curelei. a)Alegerea profilului curelei se face in functie de : • puterea de calcul (puterea de transmisie corecta) Pc [kW] PC= cf * P I facem trimitere la pag.21 tabelul 2.6 – Valori pentru coeficientul de regim de lucru(cf) si tabel 2.19 – Coeficientul regimului de lucru pentru transmisia prin curele dintate (cf) cf = 1,6 P = PME ,unde PME= PML/nT PC = 1.6 • 13.02 = 20.832 kW facem trimitere la pag.32, Fig.2.7 din a carui grafic rezulta tipul curelei: XH. Cu ajutorul acestui rezultat ne intoarcem la pag.31 de unde preluam rezultatul standardizat al pasului curelei de 22,225[mm] p= 22,225 mm • turatia rotii mici de curea n1 [rpm] Geometria curelei dintate sincrone este stanardizata prin norme internationale (ISO 5294) si redata in figura de mai jos: 20
    • b )Stabilirea geometriei transmisiei Asigurarea unui gabarit minim al transmisiei si numarul mare de dinti aflati in contact direct cu cureaua obliga o alegere exacta a numarului de dinti a rotii mici ,z1. Acest lucru este necesar pentru o mai mare durabilitate si a asigurarii unei viteze sub limita maxima admisa. 22 .225 ⋅18 Dd1,2 = = 127 .34 , unde π z1= 18 dinti Dd1 = 127.34 mm π ⋅ Dd 1 ⋅ n1 v= = 4.867 m/s 60 ⋅ 1000 iT = ni / ne n1 = 730 rot/min ( turatia efectiva ) n2 = n1/1,6 ⋅ n2 = 456.25 rot/min (turatie reductor ) ⋅ z2 = 1.6 18 = 28.8 => z2=29 dinti Dd2 = 29 22,225/ Π = 205.158 mm c)Determinarea latimii si lungimii curelei L* = 2A*12 + P/2 (z1+ z2) + p2 (z2-z1)/ 4Π2 A*12 , unde: A*12 = (0,7…2)(Dd1+Dd2) ⋅ = 1 (127.34 + 205.158) = 332.5 mm Adoptam A*12 = 200 mm L* = 2∙200 + 13.02/2 (18+29)+ 22,225²∙(29-18)/4π²∙200 = 713.539 mm zc = [ z*c] 21
    • z*c = L*/ p = 713.539/22,225 = 32.105 => Zc=32dinti L = 32∙22,225 = 711.2 mm 2A212 – A12 [L – p/2 (z1+z2)] + p2(z2 – z1)2/ 4Π2 = 0 2A212 – A12 [711.2 – 22,225/2 (18+29)] + 22,2252 (29 – 18)2 / 4π ² = 2A212 – A12 ∙188.91+ 1513,6 = 0 Δ = 23578.188 A12 = (188.91 ± 153.55 ) / 4 => A112 = 85.615 mm A212 = 8.84 mm Aproximarea a fost corecta, deci distanta dintre axe se pastreaza conform rezultatului: A12 =85.615 mm Determinarea numarului de dinti ai pinionului aflati in contact cu dintii rotii de curea ( zona de infasurare pe roata mica) : zβ = [z1/2 – pz1/2Π2A12 (z2 – z1)] zβ = 18/2 – [22,225∙18/2∙π2∙85.615]∙(29–18) = 9-2.603 = 6.396 [x] = zβ = 6 indeplineste conditia zβ ≥ 6 P0 = (Fa – mv2)v / 1000 facem trimitere la pag.35 tabel 2.22, urmarind profilul trapezoidal cu pasul de curea “XH”, care ne apartine conform calculelor, astfel: Fa = 4100 N m = 1,2 kg/m b0 = 101,6 mm si v = 4.867 m/s (calculata anterior) P0 = [(4100 – 1.2∙4.867²)∙4.867]/1000 = 19.816 kW B = b0 [(Pc/ P0)∙ kzβ]1/1.14 kzβ = factor de corectie=1 (datoria conditiilor de la pag.35, functie de intervalul:  zβ < 6 (se admite)  zβ ≥ 6 (este recomandabil) in cazul nostru, incadrarea se plaseaza in cea de-a doua,si optima, conditie.Prin urmare,factorul de corectie este 1. 22
    • b = 101,6 [(20.832/19.816)∙1]1/1.14= 106.155 mm rezultatul se rotunjeste la valoarea nominala cea mai apropiat urmatoare: b = 110 mm De1 = Dd1- 2 dp= 127.34 – 2.794= 124.546 mm De2 = Dd2 – 2 dp= 205.158 – 2.794 = 202.364 mm F0 = Fa/2 (b/b0)1.14 + mv2 b/b0 = 4100/2 (106.155/101.6)1.14 + 1.2∙4.8672∙106.155/101.6 = 2184.798 N F p ⋅ Lr f ≅ 4 ⋅ F0 Fp ≈ 4F0∙ f/Lr = F0/15 = 145.65 N 106 .155 ⋅1.2 ⋅ 4.867 2 4.867 Pt = (1 ⋅1.051 ⋅ 4100 − )⋅ = 20 .827 101 .6 1000 facem trimitere la pagina 39, conditii si concluzii: daca f < 0,85 Fp → cureaua este subtensionata daca f > 1,15 Fp → cureaua este supratensionata Proiectarea rotilor de curea dintata Roata de curea are dintii dispusi echidistant pe periferie si poate avea sau nu flanse laterale care sa permita ghidarea curelei si totodata sa evite aruncarea laterala a curelei de pe roata.De regula una din roti trebuie sa aiba flanse laterale pe cand la cealalta nu este obligatoriu.Rotile de curea pot fi confectionate din otel sau fonta. Index morfologic Proiectarea unei transmisii prin curele dintate sicrone  P = puterea de transmisie  Cf = coeficient de functionare  iTCD = raportul de transmitere = n1/n2  Pc = puterea de calcul (puterea de transmitere corecta)  n1 = turatia rotii mici de curea 23
    •  H = codul/simbolul de pas al curelei (stabilit la intersectia dintre Pc si n1)  z1 = numarul de dinti a rotii mici (a rotii de curea infasurata)  z2 = numarul de dinti a rotii conduse (determinat pe baza raportului de transmitere)  Dd1 = diametrul de divizare (diametrul nominal minim al rotii de curea)  Dd2 = diametrul de divizare al rotii conduse  v = viteza maxima de utilizare a curelei  L* = lungimea orientativa a curelei  A*12 = distanta dintre axe, orientativa  p = pasul de baza echivalent al curelei respectve  zc = numarul de dinti ai curelei, zc = [ zc* ]  L = lungimea curelei  A12 = distanta dintre axe, definitiva  zβ = numarul minim de dinti ai pinionului aflati in contact cu dintii rotii de curea  kzβ = factorul de convectie al numarului de dinti ai rotii mici de aflati in contact cu dintii curelei  P0 = puterea transmisibila a curelei dintate sincrone  b0 = latimea de baza a curelei  b = latimea curelei  Fa = forta maxima admisibila in curea cu latimea b0  m = masa curelei pe unitatea de lungime a curelei  v = viteza curelei  Pt = puterea capabila transmisa  Dd = diametrul de divizare corespunzator unui diametru al cilindrului fictiv  De = diametrul exterior al rotii ( diametrul de varf al dintelui )  dp = grosimea fata de linia primitiva a curelei (standardizata)  hd = inaltimea dintelui rotii (standardizata)  rp = raza de curbura a capului dintelui  r1 = raza de curbura a piciorului dintelui  lp = coarda golului dintelui masurata la piciorul acestuia (standardizata)  2θ = unghiul la varf al golului dintelui (standardizat)  h1 = dimensiunea flansei laterale (standardizata)  Lr = lungimea ramurii libere a curelei la punctul de contact dintre cele doua roti  f = sageata, ce contribuie la intinderea corecta a curelei  Fp = forta necesara incovoierii 24
    • 2.3.3 Proiectarea unei transmisii prin lant (TL) Proiectarea unei transmisii prin lant presupune rezolvarea urmatoarelor etape: • Alegerea lantului si stabilirea geometriei transmisiei; • Verificarea lantului la uzare,la rupere, la obosealaa elementelor zalelor,spargere a roleror prin soc; • Proiectarea rotilor de lant; • Montajul, reglarea si protectia transmisiilor prin lant. -Transmisie prin lant- a)Alegerea lantului si calculul geometriei transmisiei In calculul transmisiei se considera cunoscute: felul masinii motoare si masinii actionate,pozitia relativa a celor doua masini,conditii speciale de gabarit,de durabilitate, frecventa pornirilor si a opririlor dar si puterea de transmisie PIef si turatia rotii conducatoare n If e . PIef =13 .02 kW n Ief = 730 rpm Alegerea lantului de transmisie se face in functie de puterea limitata admisa PD si de turatia rotii de lant n If e folosind diagrama de la pag 43(fig2.11) din indrumarul de laborator. PIef 13 .02 kW PD = = = 10 .33 kW cp 1.26 c p este coeficientul de incarcare si se alege in functie de iTL raportul de transmisie mecanica prin lant de numarul de dinti ai rotii z si de coeficientul de suprasarcina c s din tabelul 2.31 (pag 45). Asadar conform diagramei lantul este lant dublu de tip 10A cu pasul p=15,875 In continuare se alege numarul de dinti ai rotii conducatoare z1 =25 din tabelul 2.29 (pag 42). 25
    • z2 iTEF = ⇒ z 2 = iTEF ⋅ z1 = 1.6 ⋅ 25 = 40 z1 z1 = 25 z 2 = 40 si iTEF = raportul de transmitere al transmisiei cu element flexibil z 2 = numarul de dinti ai rotii conduse Principalele date constructive a lantului dublu cu role si zale scurte (STAS 5174-66) Simbolul Pasul Sarcina Latimea Latimea Latimea Diametrul lantului [mm] minima de interioara peste peste exterior al rupere a min [mm] eclisele eclisele rolei [kN] interioare exterioare d 1 max [mm] a1 m [mm] ax a 2 min [mm] 10A 15,85 44 9,53 13,84 13,97 10,16 Diametrul Latimea Latimea Diametrul Distanta Aria Masa pe interior al eclisei eclisei boltului intre randuri articulatiei metru liniar bucsei Interioare exterioare d 3 max e [mm] lantului q[kg/m] d 2 min [mm] b2 max [mm] A0 = a1 d 3 b1 mx a [mm] 4,13 15,09 13 5,08 8,11 70,70 1,95 Calculul distantei dintre axe A*12 Amin < A*12 < Amax z1 + z 2 25 + 40 Amin = ⋅p= ⋅ 15,875 = 328.45mm π π Amax = 80 ⋅ p = 80 ⋅ 15,875 = 1270mm Determinarea lungimii orientative a lantului L* t z1 + z 2 z 2 − z1 2 p 2 L t ≈ 2 A 12 + * * ⋅ p+( ) ⋅ * = 1518.80mm 2 2π A 12 Lantul se livreaza cu un anumit nr de zale conform STAS 5174-66, caruia ii corespunde o anumita lungime a lantului. * 1518.80 Determinarea (orientativ) a nr de zale X * t : X t = L t p = = 95.67 * 15,875 Se recomanda ca numarul de zale sa fie un numar par si intreg asa ca adoptam X t = 96 zale .Pentru aceasta valoare se recalculeaza distanta dintre axe A12 (distanta finala) cu relatia: 26
    • 2  z + z2   z − z1  2A 2 12 − A12  X 1 − 1 ⋅ p +  2  ⋅p =0 2  2   2π  2 A 212 − A12 ⋅ 1008.06 + 1436.31 = 0 1008.06 ± 1002.34 A12 = 4 ⇒ A 12 = 502.60mm 1 ⇒ A 212 = 1.43mm Adoptam A12 = 502 .60 mm pt ca este cea mai apropiata valoare de valoarea A*12 = 500m m impusa initial in sens orientativ. p ( z 2 − z1 ) 15,875 (40 − 25) Unghiul dintre ramurile lantului: γ = 2 arcsin = 2 arcsin = 8.649 o 2 ⋅ π ⋅ A12 2 ⋅ π ⋅ 502 .60 Unghiul de infasurare a lantului pe rotile de lant β12 β1 = 180 o − γ o = 180 0 − 8.649 0 = 171 .3510 β 2 = 180 0 + γ 0 = 180 0 + 8.649 0 = 188 .649 0 Viteza lantului v[m/s]; Conditie: v ≤ v adm = 7.3m / s p ⋅ z1 ⋅ n I 15.875 ⋅ 25 ⋅ 730 v = 4.82 m / s v= = = 4.82 m / s 60 ⋅ 1000 60 ⋅ 1000 b)Verificarea lantului Calculul de verificare a lantului consta in: - calcul la uzare a lantului -calcul de rezistentala rupere, laoboseala a elementelor zalelor -calcul de rezistenta la solicitari(distrugerea prin spargerea rolelor sau a bucselor) Calcul de rezistenta la uzare a lantului Acest calcul se apreciaza prin presiunea efectiva de contact intre rola si boltul lantului. F1 pm = ≤ p adm = cu ⋅ c rs ⋅ c f ⋅ p * ca j ⋅ a1 ⋅ d 3 unde: - F1 = Fu + Fc + Fg =forta din ramura conducatoare 1000 P • Fu = = forta utila de transmisie [kN] v P(puterea de transmis)=13.02kW v(viteza lantului)=4.82m/s 1000 ⋅13 .02 Fu = = 2701 .24 N 4.82 • Fc -componenta din forta centrifuga care solicita lantul la tractiune Fc = q ⋅ v 2 = 1,95 ⋅ 4.82 2 =45.30N q = masa lantului pe metru liniar [kg/m] , masa pe care o gasim in tabelul de mai sus v = viteza lantului[m/s] • Fg - forta de intindere a lantului datorata greutatii celor doua ramuri ale transmisiei [N] 27
    • Fg = ct ⋅ g ⋅ q ⋅ A12 ⋅10 −3 A12 502 .6 ct = = = 6.25 8 ⋅ s 8 ⋅ 10.052 A ⋅s 502 .6 ⋅ 2 s = 12 r = = 10,052 100 100 s- sageata ramurii conduse Fg = ct ⋅ g ⋅ q ⋅ A12 ⋅10 −3 = 6.25 ⋅10 ⋅1.95 ⋅1000 ⋅10 −3 = 61,91 N F1 = 2701.24+45.40+61.91= 2868.42 N F1 = 2868 .42 N 2868 .42 - pm = = 20 .39 ⋅10 6 Pa p m = 20 .39 ⋅10 6 Pa 2 ⋅13 .84 ⋅ 5.08 - cu = coeficientul regimului de ungere se alege din tabelul 2.33 si 2.34(pag 50), in functie de metoda de ungere si de viteza de lantului. cu = 1 - c rs =coeficientul regimului de solicitare , se adopta din fig 2.51(pag51) in functie de c s cs =1 c rs = 1 - c f = coeficientul drumului de frecare  Ap iTL  c f ≈ 6.1 ⋅ 3  1 + i + 4.75   Lh  TL  Lh = durata de functionare exprimata in ore ; Lh poate valori imtre 8000-10000 ore. Adopt Lh =8000 ore A p =distanta dintre axe exprimata in numar de pasi ai lantului A12 502 .6 Ap = = = 31 .65 mm p 15 ,875 iTL =raportul de transmitere iTL =1.6 1 .6  31 .65  c f ≈ 6 .1 ⋅ 3  + 4.75  = 0.916 8000  1 +1.6  p adm = cu ⋅ crs ⋅ p * ca ⋅ c f p adm = presiunea admisibila * p =presiunea de contact admisibila.Conform tabelului 2.35 pag 51(in functie de viteza lantului si ca de numarul de dinti ai rotii conducatoare) * p ca =20.5 MPa p adm = 1 ⋅1 ⋅ 20 .5 ⋅ 0.916 = 17 ,37 MPa = 18 .77 ⋅10 6 Pa p adm = 18 .77 ⋅10 6 Pa p m ≤ p adm ⇔ 20.39 ⋅ 10 6 ≤ 18.77 ⋅ 10 6 ( FALS ) 28
    • CONCLUZIE.Dupa cum se poate observa relatia de mai sus nu se verifica deci nu este indicata folosirea tansmisiei prin lant. Calculul de rezistenta la rupere a elementelor zalelor lantului: Rezistenta elementelor zalelor lantului se calculeaza la solicitare variabila (solicitare de oboseala). Solicitarea statica se exprima prin intermediul coeficientului de siguranta cst: cst = Sr/F1 ≥ cadmst = 7 44000 cst = ≥ c adm .st . = 7 2868 .42 cst = 15 .33 ≥ c adm .st . = 7 Sr – sarcina statica minima de rupere a lantului F1 – forta din ramura conducatoare Calculul de solicitare variabila a lantului se exprima prin coeficientul de siguranta cv si se determina in functie de sarcina statica de rupere, de forta din ramura conducatoare si de coeficientul de suprasarcina cs: Sr cv = ≥ c adm .v. = 5 cs ⋅ F1 44000 cv = ≥ cadmv = 5 1 ⋅ 25 ⋅ 2868 .42 cv = 12 .27 ≥ c adm .v. = 5 Calculul de rezistenta la soc a rolelor sau a bucselor: Calculul de rezistenta la soc a elementelor lantului consta in limitarea turatiei rotii mici de lant si a frecventei angrenarii zalelor de lant cu dintii rotilor de lant: n1 ≤n1max adm n1 ⋅ z1 fx = ≤ fx max .adm 15 ⋅ x1 730 ⋅ 25 fx = ≤ 50 15 ⋅101 fx = 12 .04 ≤ 50 c) Proiectarea rotilor de lant Materialul, forma si dimensiunile lantului depind de: - tipul lantului(cu bolturi,bucse sau role) - felul si marimea lantului(simplu ,multiplu) - conditiile de exploatare(sarcina,viteza) - conditiile de montaj Semifabricatele necesare rrealizarii rotilor de lant se executa prin: - forjare(matritare) - turnare - din elemente sudate Acestea sufera si o prelucrare mecanica ulterioara in functie de forma rotii, marimea,diametrul de divizare, si de seria de fabricatie(nr de bucati ce urmeaza a fi fabricate in urma unei comenzi). In figura de mai jos se poate observa un exepmlu de roata de lant in executie normala. 29
    • Forme constructive recomandate pentru roti cu diametelor de divizare mici Forma constructiva recomandata pentru roti cu diametre de divizare medii si mari. Dimensiunile frontale ale danturii rotilor de lant pentru lanturi cu role si zale scurte 1. Pasul de coarda p=15,875 (pasul lantului). p 15 .875 Dd 1 = = = 126 .66 mm 2. Diametrul de divizare sin( 180 ° / z1 ) 180 ° sin 25 p 15 .875 Dd 2 = = = 202 .33 mm sin( 180 ° / z 2 ) 180 ° sin 40 3. Diametrul nominal al rolei lantului d1 = 10 .16 mm (conform standardelor lantului) 4. Diametrul de fund Di 1 = Dd 1 − d1 = 126 .66 −10 .16 = 116 .50 mm Di 2 = Dd 2 − d1 = 202 .33 −10 .16 = 192 .17 mm 5. Diametrul de varf De max1 = Dd 1 + 1.25 p − d1 = 136.34mm De max 2 = Dd 2 + 1.25 p − d1 = 212.01mm  1.6  De min 1 = Dd 1 + p1 −   − d1 = 131 .359 mm  z1    1 .6  De min 2 = Dd 2 + p1 −   − d 1 = 207 .41mm  z2   6. Diametrul rolei calibru d c = d1 = 10 .16 mm 90 ° 7. Dimensiunile peste role M1= Dd 1 ⋅ cos + d c = 136 .57 mm (pt. nr impar de dinti) z1 30
    • 90 ° M2= Dd 2 ⋅ cos + d c = 212 .49 mm (pt. nr par de dinti) z2 8. Raza de curbura a locasului rolei R1 min = 0.505 ⋅ d1 = 0.505 ⋅10 .16 = 5,13mm (am ales profil minim) R1 max = 0.505 ⋅ d1 + 0.069 ⋅ 3 d1 = 5.28 mm 90 ° 90 ° 9. Unghiul lacasului rolei δ max 1 = 140 ° − = 140 ° − = 136 ,4° z1 25 90 ° 90 ° δ max 2 = 140 ° − = 140 ° − = 137 .75 ° z2 40 90 ° 90 ° δ min 1 = 120 ° − = 120 ° − = 119 .64 ° z1 25 90 ° 90 ° δ min 2 = 120 ° − = 120 ° − = 117 .75 ° z2 40 10. Raza de curbura a flancului dintelui R2 min = 0.12 d 1 ( z1 + 2) = 0.12 ⋅10 .16 (25 + 2) = 32 ,91mm R2 max = 8d1 ( z 2 + 180) ⋅ 10−3 = 8 ⋅ 10.16 ⋅ (1600 + 180) ⋅ 10−3 = 144.67mm 2 Forma si dimensiunile axiale ale danturii rotilor de lant 1. Latimea dintelui B1 = 0.93 ⋅ a min = 0.93 ⋅ 9.53 = 8.86 mm 2. Latimea danturii B 2 = B1 + e = 8.86 + 8.11 = 16 .97 mm 3. Iesirea dintelui f = 0.1…1.15∙p ; Aleg f =0.1∙15.875=1.58 4. Raza de iesire minima R3 min = p = 15 .875 mm 5. Raza efectiva de racordare R4 ef = 0.3mm 6. Diametru obadei rotii la obada rotii 180 ° 180 ° D51 = p ⋅ ctg −1.05 b1 max − 2 R4 ef −1 = 15 .875 ⋅ ctg −1.05 ⋅13 − 2 ⋅ 0,3 −1 = 110 .41mm z1 25 180 ° 180 ° D5 2 = p ⋅ ctg −1.05 b1 max − 2 R4 ef −1 = 15 .875 ⋅ ctg −1.05 ⋅15 .09 − 2 ⋅ 0,3 −1 = 184 .26 mm z2 40 d)Montajul reglarea si protectia transmisiilor prin lant Pozitia relativa a masinii de lucru si a masinii motoare trebuie astfel aleasa incat ramura conducatoare sa fie sus.Daca acest lucru nu este posibil din motive exceptionale atunci se apeleaza la utilizarea unor dispozitive de reglare. In cazul unui montaj corect se impune asigurarea paralelismului axelor arborilor transmisiilor si a coplaneitatii rotilor de lant.Distanta dintre axe are in vedere realizarea unei sageti corespunzatoare data de greutatea lantului si care cadreze in anumite limite. Dispozitivele de reglare au rolul de a intinde ramura condusa,de a regal marimea unghiurilor de infasurare a lantului, de alimita amplitudinile vibratiilor care pot aparea in timpul functionarii. 31
    • Protectia transmisiilor cu lanturi se realizeaza cu ajutorul unei carcase simple sub forma de U, in cazul incarcari si turatii reduse si cu ajutorul unei carcase complet inchise, pentru incarcari si turatii ridicate. Elemetele principale ale transmisiei prin lant precum si componentele carcasei sunt prezentate in figura de mai jos. 1. orificiu de observatie 2. orificiu de alimentare cu ulei 3. deschideri laterale pentru reglarea distantei dintre axe 4. bazin de ulei 5. indicator de nivel al uleiului 6. dop de golire 7. sistem de etansare 8. 8.' arbori 9. streasina de dirijare ulei si de izolare fonica 10. flanse de asamblare 11. elemente de asamblare a carcasei. Alegerea elementului flexibil optim TL TCD TCT Punctaj Punctaj Punctaj TL TCD TCT v adm = 7,3m / s v adm = 40 m / s v adm = 50 m / s v perif = 4.82 m / s v perif = 4.867 m / s v perif = 6.88 m / s 1 0 0 A12 = 502 .6mm A12 = 85 .615 mm A12 = 600 mm 0 1 0 Dd 1 =126 ,66 mm Dd 1 =127 ,34 mm Dd 1 = 180 mm 1 0 0 Se poate observa din tabel ca varianta optima pentru transmisia mecanica (TEF) a sistemului biotehnic este transmisia prin lant. Dar din verificarea lantului => presiuniil pm ≤ padm nu verifica si am ales ca element flexibil optim TCD (transmisiile prin curele dintate sincrone). 2.4 Proiectarea unui angrenaj cilindric exterior cu dinti inclinati 32
    • Calculul de proiectare a unui angrenaj cilindric cu dinti inclinati are la baza metodologia de calcul cuprinsa in STAS 12268-84 si 12223-84, particularizata conditiilor de functionare a angrenajelor din transmisiile mecanice uzuale. Date initiale: − PIIef = 12 ,50 kW − n IIef = 480 rpm − M tp = M tII = 261624 ,56 Nmm 2.4.1 Determinarea elementelor dimensionale principale ale angrenajului cilindric exterior cu dinti inclinati In urma calculului de dimensionare al angrenajului se determina: • distanta dintre axe a12 • modulul normal al danturii mn • unghiul de inclinare a danturii β • numarul de dinti ai celor doua roti dintate z1 si z2 ce formeaza si angrenajul • distanta de referinta dintre axe a012 a) Distanta dintre axe-a12 Distanta minima dintre axe se determina din conditia ca dantura angrenajului proiectat sa reziste la oboseala la presiunea hertziana de contact(pitting), folosindu-se urmatoarea relatie de calcul: Avand in vedere faptul ca lucram cu danturi durificate (D>350HB) am ales KH =105000 MPa Masina motoare are o functionare uniforma, iar masinia de lucru genereaza socuri medii;astfel am ales KA = 1.25 Deoarece dantura rotii este durificata , iar amplasarea pinionului este simetrica intre reazeme ψd =0.5 Alegerea valorii pentru ψd se datoreaza si clasei de precizie cu care se executa angrenajul cilindric si anume clasa 5-6. Pentru alegerea σH lim se adopta odata cu materialul din care se executa rotile dintate[MPa].Materialul ales este otel laminat de calitate OLC45 (STAS 880-80) la care se aplica tratament termic.Astfel σH lim se calculeaza cu relatia σH lim =20DF +80 ,unde DF-duritatea flancului[HRC].Am ales DF=53HRC. Din calcul deducem ca σH lim =20 ● 53 +80 = 1140 MPa Intrucat raportul de transmisie i12 ≥1 (angrenaj redactor, i12 =iR- raportul de transmitere al angrenajului reductor) u=i12 =iR =2. In constructia reductoarelor de turatie, distanta dintre axe este standardizata prin STAS 6055- 82. Modul de adoptare a distantei standardizate este urmatorul: daca distanta dintre axe amin12 este cuprinsa intre doua valori consecutive standardizate ak STAS si ak+1 STAS , adica ak STAS ≤ amin12 ≤ ak+1 STAS, se adopta: 33
    • amin12=ak STAS daca ak STAS ≤ amin12 < 1.05 ak STAS sau amin12=ak+1 STAS daca 1.05 ak STAS < amin12 ≤ ak+1 STAS. Conform STAS 6055-82 valorile distantei dintre axe intre care este cuprinsa valoarea distantei minime amin12 =131,24mm, sunt ak STAS =125mm ak+1 STAS =140mm. In urma verificarii conditiilor sus amintite a12 =125mm daca 125 ≤ 128,869 < 131,25 , ( Adevarat) a12 =140mm daca 148,05 < 128,869 ≤ 140, ( Fals) constatam ca valoarea standardizata a distantei dinte axe este : a12 =125mm b) Modulul normal al danturii rotilor dintate - mn Modulul normal minim al danturii rotilor dintate care formeaza angrenajul se determina din conditia ca dantura sa reziste la rupere prin oboseala la piciorul dintelui. Relatia de calcul a modulului normal minim este : Pentru danturi durificate am ales valoarea KF=1.7 σF lim se adopta odata cu materialul din care se fabrica rotile dintate[MPa].Cum am precizat anterior materialul folosit este otel laminat de calitate OLC45 (STAS 880-80), iar valoarea aleasa pentru σF lim =210 MPa In constructia angrenajelor modulul danturii este standardizat prin STAS 822-82. Rationamentul de adoptare a modulului standardiat este urmatorul: daca mn min este cuprins intre doua valori consecutive standardiate mk STAS si mk+1 STAS , ambele mai mari de 1mm, adica mk STAS ≤ mn min ≤ mk+1 STAS se adopta: mn = mk STAS daca mk STAS ≤ mn min < 1.05 mk STAS sau mn = mk+1 STAS daca 1.05 mk STAS < mn min ≤ mk+1 STAS Conform STAS 822-22 valorile modulului danturii intre care este cuprinsa valoarea modulului minim mn min = 1.85 mm, sunt mk STAS =2,75mm mk+1 STAS =3,5mm. In urma verificarii conditiilor sus amintite : mn =2,75 mm daca 2,75 ≤ 3,049< 2,887 (Adevarat) 34
    • mn =3,5 mm daca 3,675 ≤ 3,049 < 3,5 (Fals) constatam ca valoarea standardizata a modulului danturii este : mn= 2,75 mm c) Stabilirea unui unghi de inclinare a dintilor rotilor dintate- β Unghiul de inclinare al danturii rotilor dintate se recomanda , din considerente tehnologice , sa aiba o valoare intreaga masurata in grade. Pentru ca masinile de danturat san u se regleze pentru fiecare roata ce urmeaza a se dantura , se recomanda ca valoarea unghiului de inclinare sa fie β=10° avand in vedere faptul ca rotile dintate au danturi durificate superficial. β= 10° d)Calculul numarului de dinti ai rotilor dintate care formeaza angrenajul z1 si z2 Din considerente geometrice si cinematice se determina mai intai numarul probabil de dinti al piciorului z1* : Numarul de dinti z1 ai pinionului (rotii mici conducatoare) se recomanda a se alege la valoarea intreaga cea mai apropiata sau imediat mai mica decat z1* . Astfel : z1 =29 dinti In functie de numarul de dinti ai rotii conducatoare se stabileste si numarul de dinti ai rotii conduse. Si in cazul numarului de dinti z2 se recomanda alegerea acestuia la valoarea intreaga cea mai apropiata sau mai mica. Astfel se adopta: z2 =60 dinti Valoarea modulului danturii standardizata este : mn= 2,75 mm e)Distanta de referinta dintre axe- a012 Distanta de referinta dintre axe (distanta dintre axe in cazul cand angrenajul ar fi nedeplasat) este: Intre distanta dintre axa standardizata a12 si distanta de referinta dintre axe a012 trebuie sa fie 35
    • indeplinite conditiile: (Adevarat) Ambele conditii au fost indeplinite. Concluzii : 1.In urma calculului de predimensionare al angrenajului cilindric cu dinti inclinati s-a stabilit distanta dintre axe, modulul normal al danturii , unghiul de inclinare al danturii rotilor, numarul de dinti ai pinionului si respective ai rotilor, distanta de referinta dintre axe. 2.Numarul de dinti z1 si z2 adoptat pentru pinion si roata trebuie astfel alese incat abaterea raportului de transmitere san u depaseasca abaterea admisibila.Pentru aceasta se calculeaza mai intai raportul de transmitere efectiv: z 2 60 iR = i12ef = = = 2,06 z1 29 Relatia de verificare a abaterii raportului de transmitere este: |i12 STAS – i12ef | Δi = 100% ≤ Δia , unde i12 STAS Δia =3 % pentru reductoare cu o treapta de reducere (cazul nostru) Δia =2.5 % pentru reductoare cu mai multe trepte de reducere |2 – 2,06 | Δi = 100= 3 % ≤ 3 % conditie indeplinita 2 2.4.2.Calculul geometric al angrenajului cilindric exterior cu dinti inclinati Elementele geometrice ale angrenajului trebuie calculate cu o precizie sufficient de mare (minim patru zecimale exacte). a)Elementele cremalierei de referinta Daca generarea danturii se face cu freza melc, se obtin la dantura rotii elementele cremalierei de referinta care sunt standardizate prin STAS 821- 82.: • h0a, h0f , h0 ,c0 ,p0 ,e0 =s0 36
    • • α0= αn = 20° • h0a* =1 • h0f* =1.25 • c0* =0.25 • c0*max =0.35 Relatiile de calcul prin care se stabilesc elementele cremalierei de referinta sunt : b)Calculul coeficientilor deplasarilor specifice ale danturii xn1 si xn2 Pentru determinarea coeficientilor deplasarilor specifice ale danturii se vor calcula in prealabil. • Unghiul profilului danturii in plan frontal: • Unghiul de rostogolire frontal: • Suma deplasarilor specifice ale danturii 37
    • mm • Numarul de dinti ai rotilor echivalente zn1 si zn2: La alegerea coeficientului deplasarii specifice a danturii pinionului trebuie avut in vedere ca deplasarea specifica sa fie sufficient de mare pentru a evita subtaierea danturii, dar totodata, nu prea mare, pentru a nu se produce ascutirea capului dintilor. Pentru calculul deplasarii specifice xn1 se va folosi relatia: Pentru danturile durificate se foloseste λ = 0.7 c) Elementele geometrice ale angrenajului • Modulul frontal : mm • Diametrele de divizare d1 si d2 : • Diametrele de baza db1 si db2 : 38
    • • Diametrele de rostogolire dw1 si dw2 : • Diametrele de picior df1 si df2 : • Diametrele de cap da1 si da2 pot fi calculate cu sau fara asigurarea jocului la picior c0. Relatia cu care se determina diametrele de cap fara asigurarea jocului la picior este: Diametrele de cap da1 si da2 fiind determinate fara asigurarea jocului la picior c0 , se impune calcularea jocului si conditia de verificare c0 > 0.1mn (0.1 2,75=0.275) cn1,2 = a12 – (df1,2 + da2,1)/ 2 ≥ 0.1mn cn1 = a12 – (df1 + da2)/ 2 =125 – (70,95+ 175,21)/ 2 =1,92 mm ≥ 0.275 mm (Adevarat) cn2 = a12 – (df2 + da1)/ 2 =125 – (158,21 + 89,49)/ 2 =1,15 mm ≥ 0.275 mm (Adevarat) Conditiile au fost indeplinite. • Inaltimea dintilor: 39
    • • Unghiul de presiune la capul dintelui in plan frontal: • Arcul dintelui pe cercul de cap in plan frontal: De mentionat ca invα = evα Pentru evitarea stirbirii dintelui la cap ca urmare a ascutirii accentuate se recomanda ca pentru danturile durificate sat1,2 ≥ 0.4mt (0.4 2,79 = 1,116) (Adevarat) 40
    • (Adevarat) Conditia a fost indeplinita. In figura putem observa elementele geometrice ale angrenajului: • Latimea rotilor b1 si b2 .Pentru compensarea erorilor de montaj axial latimea pinionului se adopta mai mare decat latimea danturii rotii conduse. 41
    • Adoptam • Diametrele inceputului profilului evolventic dl1 si dl2. Marimea cercurilor inceputului profilului evolventic este functie de procedeul tehnologic de executie a danturii . In cele mai frecvente cazuri , dantura rotilor se executa cu freze melc care au profilul cremalierei generatoare, in consecinta relatia de calcul pentru diametrele inceputului profilului evolventic este: • Diametrele cercurilor inceputului profilului active al flancurilor danturii rotilor dA1 = dE2 si dA2 = dE1 : Pentru a avea o angrenare corecta a celor doua roti dintate, adica pentru a evita interferenta danturii in procesul de angrenare este necesar sa fie indeplinite conditiile: dA1 ≥ dl1 , 91,029 mm ≥ 75,99 mm (Adevarat) 42
    • Daca ne-am putea raporta la un rezultat ce ar putea apartine numerelor complexe atunci si conditia dA2 ≥ dl2 ar fi indeplinita (prin analogie cu prima conditie). Chiar daca din calcule nu am putut determina diametrul dA2 , insa dat fiind ca diametrul dA1 indeplineste conditia inseamna ca si conditia dA2 ≥ dl2 este indeplinita. • Gradul de acoperire total ε γ Pentru a se asigura continuitatea procesului de angrenare a celor doua roti se recomanda ca pentru angrenajele executate in treptele de precizie 5-6 . εα ≥ 1.1 (Adevarat) deci conditia este indeplinita. • Numarul minim de dinti ai pinionului zmin . Pentru evitarea interferentei la generarea danturii se recomanda ca z1 ≥ zmin (conditie care este indeplinita pentru roata condusa, deoarece aceasta are mai multi dinti decat pinionul- roata conducatoare) zmin 1 ≤ z1 conditie indeplinita d) Relatii de calcul pentru verificarea dimensionala a danturii rotilor dintate Pe langa elementele geometrice calculate anterior mai trebuie determinate spre completare unele elemente geometrice, necesare controlului dimensional al danturii rotilor: • Lungimea (cota peste N dinti in plan normal) WNn 1,2 ; la rotile dintate cu dinti inclinati, cota peste N dinti se masoara in plan normal, deoarece masurarea in planul frontal este dificila. WNn1,2 = [ π(N1,2 – 0.5) + 2xn1,2 tgαn + z1,2 evαt ] mn cos αn , unde : N reprezinta numarul de dinti peste care se masoara lungimea WNn 43
    • La dantura inclinata se pot ivi cazuri cand masurarea cotei WNn , nu poate fi efectuata din cauza ca una din suprafetele de masurare in plan normal nu poate realiza contactul cu flancul dintelui. Masurarea este limitata de latimea danturii rotii b care nu este suficient de mare . De aceea masurarea cotei WNn este conditionata de satisfacerea relatiei: b1,2 ≥ WNn1,2 sin β + 5 mm => mm => mm • Arcul dintelui pe cercul de divizare in plan normal sn1,2 44
    • • Coarda de divizare a dintelui in plan normal • Inaltimea la coarda de divizare • Coarda constanta a dintelui in plan normal sau • Inaltimea la coarda constanta 45
    • Deoarece precizia diametrului de cap influenteaza marimea inaltimii la coarda, la controlul danturii devine necesara masurarea prealabila a diametrului de cap si scaderea abaterii sale din dimensiunea teoretica de calcul a inaltimii la coarda. 2.4.3 Calculul fortelor din angrenajul cilindric cu dinti inclinati Fortele nominale din angrenaj se determina din momentul de torsiune motor existent pe arboreal pinionului Mtp . Forta normala pe dinte Fn aplicata la punctual de intersectie al liniei de angrenare cu cercul de divizare, se descompune intr-o forta tangentiala Ft , la cercul de divizare , o forta radiala Fr la acelasi cerc si o forta axiala Fa. Intrucat pierderile de putere din angrenaj sunt mici ( 0.5….1.5%) se neglijeaza influenta lor. In consecinta, fortele din angrenaj care actioneaza asupre celor doua roti sunt egale si de sens contrar.Se considera ca aceste forte nominale din angrenaj actioneaza pe cercurile de divizare ale celor doua roti. Se recomanda ca in calculul acestor forte sa se utilizeze momentul de torsiune de calcul al pinionului. • Fortele tangentiale Ft1,2 => • Fortele radiale Fr1,2 • Fortele axiale Fa1,2 • Forta normala pe flancul dintelui Fn1,2 46
    • 2.4.4 Alegerea lubrifiantului si a sistemului de ungere a angrenajelor cilindrice cu dinti inclinati Pentru stabilirea conditiilor de ungere, angrenajul cilindric cu dinti inclinati se echivaleaza, cu un angrenaj cilindric cu dinti drepti, cu roti echivalente. Alegerea lubrifiantului si a sistemului de ungere, necesare angrenajului cilindric cu dinti inclinati, se realizeaza in mod similar ca la angrenajele cilindrice cu dinti drepti. Pentru transmisiile deschise cu viteze periferice mai mici de 1m/s se utilizeaza ca lubrifianti unsorile consistente de uz general (U70, U85, U100, STAS 562-86), iar pentru transmisii mari se folosesc unsori aditivate cu grafit (U100 + 15% grafit colloidal).Unsorile pot fi utilizate pana la viteze periferice de 4 m/s insa cu abundenta de lubrifiant. Vascozitatea cinematica a uleiului necesar ungerii angrenajelor cilindrice si conice, se detrmina in functie de parametrul filmului de ulei xu. Duritatii Rockwell DF= 55 HRC, pe care am ales-o la inceput, ii corespunde o duritate Vickers DF= 580 HV Am stabilit σH = 1140 MPa - vtw se determina cu relatia: Am ales uleiul TIN 300EP-mediu aditivat-ungerea prin imersiune In functie de parametrul filmului de ulei xu si de conditiile de functionare ale angrenajului se stabileste vascozitatea cinematica a uleiului necesar ungerii angrenajului cilindric. Vascozitatea cinematica a uleiului la temperatura de 50°C este : ν50° = 30 cSt. Astfel uleiul de transmisie este T90 , acesta aflandu-se intr-un mediu neaditivat. Ungerea prin imersiune (cufundare) este posibila pentru turatii inferioare turatiei limita nlim. ( n ≤ nlim) unde: - z reprezinta numarul de dinti ai rotii dintate imersate in ulei (roata condusa z2 ) Rugozitatea flancurilor Ra am stabilit-o Ra = 0.6 μm. Avand in vedere relatia dintre Rz si Ra : Rz = 1,2 Ra , am stabilit ca Rz1 = Rz2 = 1,2 0.6 = 0,72 μm. 47
    • Se estimeaza temperature medie de functionare tm = 55…75°C; dependenta vascozitatii de temperature, la uleiurile de transmisii, este de forma: lg [lg ( νt + 0.6)] = A – B lg(273 + t) Pentru uleiurile minerale de transmisii A= 8.71 , iar constanta B se va determina din relatia de mai sus pentru fiecare ulei cunoscand ν50° la temperatura de 50° C. Roata introdusa in baia de ulei se cufunda corespunzator unui unghi optim δu [radiani] pentru o racier si ungere eficienta. - pentru uleiurile minerale de transmisii a = 0.08 mm2 /s Stiind aceste date putem calcula nlim . Conditia este indeplinita n ≤ nlim. . Adancimea de imersare hu trebuie sa fie mai mare sau la limita egala cu inaltimea dintelui si se determina folosind relatia urmatoare, unde da este diametrul de cap al rotii imersate in ulei (da2). 2.4.5 Verificarea de rezistenta a danturii angrenajului cilindric cu dinti inclinati a)Verificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui Tensiunea de incovoiere de la piciorul dintelui se determina cu relatia : 48
    • 49
    • 50
    • b) Verificarea solicitarii statice de incovoiere a piciorului dintelui la incarcarea maxima Calculul urmareste evitarea deformatilor plastice ale dintilor, respectiv ruperea fragila prin soc a danturilor durificate. Tensiunea maxima de incovoiere a piciorului dintelui este data de relatia: σFst1,2 ≤ σFPst1,2 Mt max p KAmax = =2 Mtp σr = (0.8…..0.9) Rm ; Rm (rezistenta la rupere ) = 640 MPa => σr = 0.8 620 = 496 MPa sFPst = 2 Cu aceste date putem calcula: σFst1 = 158*2/1,25 = 252,8 MPa σFst2 = 164*2/1,25 = 262,4 MPa σFst1 ≤ σFPst1 (Adevarat) σFst2 ≤ σFPst2 (Adevarat) 51
    • c) Verificarea la presiune hertiana in cazul solicitarii la oboseala a flancurilor dintilor (verificare la pitting) Tensiunea hertziana de contact de pe flancul dintilor aflati in angrenare se determina in punctul de tangenta al cercurilor de rostogolire ( polul angrenarii). σH ≤ σHP1,2 unde: - ZM = 189.8 MPa - ZH se determina dupa relatia: 2 cos 10 = = 2,33 cos 2 .1 0 5 tg 22 ,97 - Zε se calculeaza cu relatia : 4 −1,74 = (1 − 0,813 ) + 0,813 = 0,76 3 1,74 - Zβ se determina: Zβ = cos β = cos 10 = 0,99 - Am ales sHP = 1.15 ZR = 1.1 ZW = 1 KHN =1 - ZL se determina cu relatia: unde σH lim − 850 1140 − 850 Czl = 0,83 + 0,08 = 0,83 + 0,08 = 0,8962 350 350 4(1 − 0,8962 ) ZL = 0,8962+ 1,2 + 80 / 30 = 1,0037 - ZV se calculeaza astfel: 52
    • σH lim − 850 1140 − 850 Czv = 0,85+0,08 = 0,85 + 0,08 = 0,9162 350 350 0,168 ZV = 0,916 + = 0,261 4,166 Celelalte elemente din relatie sunt explicate la punctul a). Avand aceste date putem calcula : σHP1,2 = 1140/1,25*0,6*1*1*1*1= 1520 MPa 6467 ,052 ⋅1,25 ⋅1,19 ⋅1,12 ⋅1,5 2,06 +1 =1053 ,20 σH = 189,8*2,338*0,76*0,99 45 ⋅ 80 ,91 2,06 MPa σH < σHP1,2 (Adevarat). d) Verificarea la solicitarea statica de contact a flancurilor dintilor Calculul are drept scop evitarea deformatiilor plastice ale flancurilor dintilor sau evitarea distrugerii fragile a stratului durificat. Presiunea hertziana statica a flancurilor dintilor la incarcarea maxima se determina tot in punctual de rostogolire: σHst ≤ σHPst1,2 σHPst1,2 = 40*53 = 2120 MPa 2 σHst = 1053,20 1,25 =1685 MPa σHst ≤ σHPst1,2 (Adevarat) 2.4.6 Elemente privind constructia rotilor dintate cilindrice Forma constructiva a rotilor dintate cilindrice cu dinti inclinati este identica cu cea a rotilor dintate cilindrice cu dinti drepti. Index morfologic Proiectarea unui angrenaj cilindric exterior cu dinti inclinati 53
    •  a12 – distanta dintre axe  KH -factorul global al presiunii hertziene de contact.  KA -factorul de utilizare  Mtp –momentul de torsiune pe arboreal pinionului [Nmm]  Ψd =b/d1 –raportul dintre latimea danturii si diametrul de divizare al pinionului.  σH lim –rezistenta la pitting(presiunea hertziana limita la oboseala)  u- raportul numerelor de dinti  mn - modulul normal al danturii  KF – factorul global al tensiunii la piciorului dintelui.  a12 –distanta dintre axe standardizata  σF lim –rezistenta limita la rupere prin oboseala la piciorul dintelui  β – unghiul de inclinare a dintilor rotilo dintate  z1,2 – numarul de dinti ai celor doua roti  h0a - inaltimea capului dintelui cremalierei de referinta;  h0f - inaltimea piciorului dintelui cremalierei de referinta ;  h0 - inaltimea dintelui cremalierei de refrinta ;  c0 - jocul la piciorul dintelui cremalierei de referinta ;  p0 – pasul cremalierei de referinta ;  e0 =s0 – grosimea golului= grosimea plinului dintelui cremalierei de referinta;  α0= αn - unghiul profilului de referinta (unghiul de angrenare normal);  h0a* – coeficientul inaltimii capului de referinta;  h0f*–coeficientul inaltimii piciorului de referinta;  c0*– coeficientul jocului de referinta al piciorului dintelui;  c0*max– daca generarea danturii se face cu roata generatoare;  αt – unghiul profilului danturii  αwt – unghiul de rostogolire  xn1, xn2 – deplasarile specifice  xsn – suma deplasarilor specifice  mt – modulul frontal  d1,2– diametrele de divizare  db1,2 – diametrele de baza  dw1,2 – diametrele de rostogolire  df1,2 – diametrele de picior  da1,2 – diametrele de cap  cn1,2 – jocurile la picior  h1,2 – inaltimea dintilor  αat1,2 – unghiul de presiune la capul dintelui  sat1,2 – arcul dintelui pe cercul de cap  b1,2 – latimea rotilor  dl1,2 – diametrele inceputului profilului evolventic  dA1,2 – diametrele cercurilor inceputului profilului active al flancurilor danturii  εγ – gradul de acoperire total  ε α - este gradul de acoperire al profilului in plan frontal  ε β - este gradul de acoperire suplimentar datorat inclinarii dintilor  WNn - lungimea peste N dinti  sn – arcul dintelui pe cercul de divizare 54
    •  Ft – forta tangentiala  Fr – forta radiala  Fa – forta axiala  Fn – forta normal ape flancul dintelui  xu - parametrul filmului de ulei  DF - duritatea cea mai mica a celor doua flancuri de contact  σH - este presiunea hertziana maxima in polul angrenarii  vtw -este viteza tangentiala din polul angrenarii  δu -este unghiul de “ungere”  Rz1, Rz2 -reprezinta rugozitatea celor doua flancuri in contact .  νtm -este vascozitatea uleiului ales la temperatura medie de functionare  νt -este vascozitatea cinematica in [cSt] la temperatura t [°C]  A,B -sunt constante ce depend de ulei.  a - difuzivitatea termica a uleiului  hu – adancimea de imersare  σF1,2 - tensiunea de incovoiere la oboseala la piciorul dintelui  KV - factorul de utilizare  KFα - factorul repartitiei frontale a sarcinii  KFβ - factorul de repartitie a sarcinii pe latimea danturii  YF1,2 - factorul de forma al dintelui  Yε - factorul gradului de acoperire  Yβ - factorul inclinarii  σFP1,2 - tensiunea admisibila la oboseala prin incovoiere la piciorul dintelui  σFlim1,2 - rezistenta limita de rupere prin oboseala la piciorul dintelui  sFP - factor de siguranta la rupere prin oboseala la piciorul dintelui  KFN - factorul numarului de cicluri de functionare  YS - factorul concentratorului de tensiuni  YX - factorul de dimensiune  KAmax - factorul de soc maxim  σr - rezistenta de rupere statica prin incovoiere  sFPst - coeficientul de siguranta la solicitarea prin soc a piciorului dintelui  ZM - factorul material  ZH - factorul zonei de contact  Zε - factorul gradului de acoperire  Zβ - factorul inclinarii dintilor  KHα - factorul repartitiei frontale  KHβ -factorul reprtitiei sarcinii pe latimea danturii  σHP1,2 - tensiunea hertziana admisibila la solicitarea de oboseala a flancurilor dintilor  σHlim1,2 - rezistenta limita la oboseala superficiala de contact a flancurilor dintilor  sHP - factor de siguranta la pitting  ZR1,2 - factorul rugozitatii flancurilor dintilor  ZW - factorul raportului duritatii flancurilor dintilor  ZL - factorul influentei ungerii  ZV - facorul influentei vitezei periferice a rotilor  KHN1,2 - factorul numarului de cicluri de functionare  σHPst1,2 - presiunea hertiana statica admisibila a flancului dintelui 55
    • 2.5 Proiectarea arborilor si a componentelor de rezemare a)Predimensionarea arborilor si alegerea capetelor de arbore Arborii sunt solicitati datorita fortelor introduse de angrenaje si de transmisiile pe element circular, in special, la torsiune si incovoiere. Materialele recomandate sunt:  Otelurile carbon pentru uz general (OL)  Otelurile carbon de calitate (OLC)  Oteluri aliate pentru piese tratate termic si termochimc (CrNi) Materialul arborelui este acelasi cu cel folosit de angranaj. Predimensionarea arborelui se face la torsiune, elemental cunoscut fiind momentul de torsiune (Mt). Se admit valori mici ale tensiunii admisibile de torsiune τat= 15…30 MPa. d= (16Mt/ π∙τat )1/3 d=42 mm= dca b)Alegerea rulmentilor, elementelor de etansare si stabilirea preliminara a formei constructive a arborilor Desi rulmentii sunt variati ca si constructie, o alegere a lor convenabila este dificila, tocmai de- aceea lagarele cu rostogolire cu rulmenti constituie raspunsul in domeniul constructiei de masini, datorita pretului de fabricatie scazut, pierderilor reduse prin frecare, ungere simpla, randament ridicat, gabarit axial mai mic. Rulmentii:  Radiali cu bile sau role cilindrice  Radiali cu bile cu cale de rulare adanca sau axiali cu bile pe un rand  Radiali axiali cu role conice sau rulmenti oscilanti cu role butoi  Radiali cu bile sunt alesi in functie de:  Natura ,marimea si directia fortelor produse de rotile angranjelor si a elementelor flexibile  Turatia de functionare  Deformatii si dilatari axiale  Montare si demontare usoara dr= dca + 2…8 mm Rezultatul trebuie sa fie divizibil cu 5, deci alegerea intervalului o vom face la 5mm. dr= 42 + 8 = 50 mm Montajul rulmentilor Solutia trebuie sa permita preluarea sarcinilor radiale – axiale si reglajul pozitiei lor fata de carcasa.  Rulmentii radiali cu bile, ce preiau sarcini radiale → se monteaza “flotant” pe arbore  Rulmentii radiali cu bile, ce preiau sarcini radiale si axiale → se monteaza in sistemul “rulment conducator” si “rulment liber”. 56
    • Exemplu de rulment radial cu bile Elemente pentru proiectarea rulmentilor radiali cu bile(STAS 3041-80, STAS 6003-75, STAS 7160-82, STAS 6671-77) Am utilizat Rulment 6310 STAS 3041-80 care are urmatoarele elemente: dr = 50 mm, D = 110 mm, B = 27 mm, r = 3 mm, C = 48 kN, C0 = 36,5 kN, d1r = 62 mm, r1= 2 mm c)Alegerea sistemului de etansare Etansarea se refera la:  Durata de functionare normala a rulmentilor prin mentinerea lubrifiantului in zona de ungere  Evitarea patrunderii impuritatilor si umiditatii in carcasa Solutiile sunt conditionate de:  Lubrifiant  Conditiile de mediu  Viteza periferica a arborelui  Temperatura de lucru In cazul etansarii arbore-reductor se recomanda:  Inele “O”→ etansare intre capace si carcasa  Mansete de rotatie (simmeringuri)→intre arbore si capac  Etansare cu inele de pasla → situatii nepretentioase d et = 50 mm => Det = 70 mm => het = 10 mm ( simmering ) b1=50mm (latimea pinionului) d1=80.91mm df1=70.95mm da1=89.49mm Alegem pana TIP C b x h x l 10 x 8 x 22…110 d)Stabilirea formei constructive a arborelui 57
    • E functie de diametrul capatului de arbore si geometria elementelor de masini( rulmenti, roti dintate, roti de curea, mansete de rotatie, flanse, semicuple) La rulmenti reactiunile sunt aplicate in centrele de presiune ale rulmentilor. e)Alegerea si verificarea asamblarilor dintre arbore si elemente asamblate pe arbore Asamblarea rotilor dintate a rotilor de curea si de lant se realizeaza prin: a. Pene paralele, pene disc b. Caneluri c. Strangere proprie Verificarea penelor paralele consta in determinarea tensiunilor efective de strivire (σs) si de forfecare (τf) si compararea acestora cu eforturile admisibile σas,τaf: σs= 4MtII/h∙lc∙dca≤σas= 100…200 [MPa] = 4∙261624/ 8∙65∙42 ≤ 100 = 47.91 MPa ≤100 facem trimitere la pag 127 la anexa 2.16 tabelul “Dimensiuni pentru pana si canale”, dimensiunea cea mai mica,astfel: lc= l – b/2 = 70 – 10/2 = 65 mm (STAS) τf = 2Mt/ b∙l∙dca ≤ τaf = 60…80[MPa] = 2∙261624/10∙70∙42 = 17.79 MPa ≤ 60 facem trimitere la:  lc= l-b pentru pene paralele forma A (cu capete rotunjite)  lc= l pentru pene paralele forma B (cu capete drepte)  lc=l – b/2 pentru pene paralele forma C (cu un singur capat rotunjit) => 10 x 8 x 70 alegem varianta optima si cea mai simpla, pene paralele forma C (cu un singur capat rotunjit): lc=l – b/2 , deoarece rezista la strivire si forfecare. f)Stabilirea distantei dintre reazeme, calculul reactiunilor si trasarea diagramelor de momente Pentru determinarea reactiunilor si construirea diagramei de momente este necesara cunoasterea distantei dintre reazeme, pozitia rotilor de curea, de lant, a cuplajelor. In cazul reductoarelor cilindrice intr-o treapta, distanta dintre reazeme se recomanda la valori de: l ≈ LB + 2X + B + 6…12 mm = 50+14+27+9 =100mm LB=(0.8…1.5)∙dR=1∙50=50mm X=5…10=7mm B=27mm Pentru un rezultat bun, e necesar sa cunoastem:  latimea carcasei subansamblului arbore reductor sau reductorului de turatie in zona de montaj a rulmentilor (w)  distanta minima dintre roata de curea (lant) si reazem (f). facem trimitere la pag.84 la tabelul 2.62 si observam incadrarea,prin urmare: 58
    • f = 73 mm Distanta dintre reazeme poaate fi masurata pe subansamblul arbore-reductor,facand trimitere la anexa 2.17 si 2.18, astfel: a = 78 mm b = 73 mm Cunoscand fortele, pentru calculul reactiunilor, le descompunem pe doua planuri:  orizontal X-X  vertical Y-Y In figura ce urmeaza, sunt indicate transmisia,reactiunile si diagramele de momente pentru arborele II Sunt desfasurate → doua componente radiale:  Frc – in plan vertical  Ftc – in plan orizontal → o reactiune Rtc – introdusa de arborele de intrare → un cuplaj C ,care antreneaza masina de lucru ML – la iesire Angrenajul produce forte:  Radiala Fr  Axiala Fa  Tangentiala Ft Ecuatii de echilibru: ∑ ( Mi,y)B = 0 Frc (a+b+f) – Ray(a+b) + Fa1 (d1/2) + Fr1 b = 0 59
    • ∑ ( Mi,y)A = 0 Frc*f + Fa1 *d1/2 – Fr1*a + RBy(a+b) =0 ∑ ( Mi,x)B = 0 Ftc (a+b+f) - RAx (a+b) + Ft1b =0 ∑ (Mi,y)A = 0 Ftcf – Ft1a + RBx(a+b) = 0 Frc = Fa = 4100 N Fa1= 1140,31 N Fr1 = 2373 N Ft1 = 6467 N Din datele reductor avem d1= 80.91 mm Rezolvam ecuatiile de mai sus, urmarind prin rezultatul lor, calcularea reactiunilor radiale din reazeme. Ma = Fa∙d1/2 = 4100∙80.91/2 = 165865.5 Nmm Frc - RAy + Fr1 - RBy = 0  4100 - RAy + 2373 - RBy = 0  RAy + RBy = 6473 N ΣMA = 0: Frc∙96 - Fr1∙53 + RBy∙106 – Ma=04100∙96-2373∙53+ RBy ∙1066-165845=0 =>RBy = 206,19 N ΣMB = 0: Frc∙202-RAy∙106+ Fr1∙53–Ma=0  4100∙202- RAy∙106+2373∙53-165845=0 =>RAy = 6391,57 N - RAx + Ft1 - RBx = 0 => RAx + RBx = -6467 N ΣMA = 0: - Ft1∙53 + RBx∙106 = 0  -6467∙53 + RBx∙106 = 0 => RBx = 3233,5 N ΣMB = 0: - RAx∙106 + Ft1∙53 = 0 => RAx = 3233,5 N RA= R AX 2 + R AY 2 = 8025 .365 N RB= R BX 2 + R BY 2 = 3373 .606 N g)Verificarea rulmentilor Neutilizarea rulmentilor are la baza, in principal, pittingul, care poarta si numele de oboseala superficiala. Calculul de verificare a rulmentilor are la baza durata de functionare (Lh), comparata cu durata admisibila (Lha), fiind necesar sa parcurgem etapele:  Stabilirea solutiei de montare  Stabilirea fortelor axiale/ radiale  Stabilirea fortei echivalente  Determinarea durabilitatii  Etansare si lubrifianti de ungere 60
    • Facand apel la calculele reactiunilor precedente, calculam sarcina dinamica echivalenta: P = XR +YFa In functie de felul rulmentilor:  Radiali cu bile  Radiali axiali Montajul rulmentilor e de doua feluri:  Rulment conducator- rulment liber si flotant  Realizare in “X” si “O” Netinand cont exclusiv de varianta, determinam raportul : Fa1/ C0 = 1140/0.00365 = 0,031 e = 0,22 - Daca Fa/R ≤e atunci: X=1 Y=0 - Daca Fa/R >e atunci X= 0,56 Y din STAS Facem trimitere la pag.115, unde functie de tipul rulmentului “radial cu bile” aproximam raportul dupa STAS la 0,028. Deci, rezulta: Fa/R =1140.31/8025.365=0.142 ≤ e => X=1 Y=0 Aceste valori le introducem in formula de mai sus, adaptata diagramelor cazului nostru: PA,B = Xa,B RA,B + YA,B Fa A,B = XRA,B PA = XRA = 1∙8025.365+0∙4100 = 7230,16 N PB = XRB = 1∙3373.606 = 3386,08 N Rulmentului cu sarcina echivalenta cea mai mare i se atribuie durabilitatea, functie de capacitatea sa dinamica (C),astfel: L= (C/P)p alegem p=3, functie de tipul rulmentului nostru, radial cu bile. Avem doua reazeme, A si B, deci vor decurege logic, doua ecuatii: LA =(48000/8025.365)3 = 213.958 [mil rot] LB =(48000/3373.606)3 = 2880319 [mil rot] Functie de durabilitatea efectiva, aflam durabilitatea efectiva de functionare: Lh = L∙106/60∙nII LhA = LA∙106/60∙nII = 213.958∙106 /60∙500 = 7131.93 ore LhB = LB∙106/60∙nII = 2880.319∙106 /60∙500 = 96010.63 ore 61
    • Proiectantul trebuie sa insiste conform calculelor, asupra celui mai imbucurator rezultat care sa cuprinda:  Ajustajul rulment – carcasa / rulment – arbore ( cinci clase, una normala si patru precise)  Racirea, ungerea – recomdat ulei mineral, etansarea lagarelor rulmentului (sa previna disfunctionalitatea – protectie impotriva umezelii, evacurea caldurii generate prin frecare - prin diferite modalitati) Ca si finalitate, rulmentul ales trebuie sa faca parte din prima clasa de functionare. h)Verificarea, definitivarea constructiva a arborilor si alegerea ajustajelor - Verificarea la solicitare compusa σech x-x = M ie x-x / Wi x-x ≤ σ ai Miex-x = √Miex-x2 + Miyx-x2 MieA = √MixA2 + MiyA2 = 954867.16 Nmm Mie2 = √Mie22 + Miy22 = 420355 Nmm Wi = π∙d13 / 32 = 81,743∙π /32 = 52000.37 mm3 σechivA = 954867.17 / 52000.37 = 18.36 ≤ 120 MPa σechiv2 = 420355 / 52000.37 = 8.08 ≤ 120 MPa - Verificarea la solicitari variabile (oboseala) c = cσ ∙ cτ / √(cσ2 + cτ2) cσ = 1/[(βKσ/εσ∙γ)∙(σv/σ-1)+(σm/σcr)] = = 1/[(2/0,75∙0,75)∙(4,6/283,8)+0] = = 17,60 cτ = 1/[(βKτ/ετ∙γ)∙(τv/τ-1)+(τm/τcr)] = = 1/[(1,65/0,75∙0,75)∙(0,125/156,09)+(0,125/93,654) = = 271,44 2.6 Proiectarea cuplajelor permanente Cuplajul optim depinde de datele de proiectare:  Momentul de torsiune  Pozitia arborilor  Caracteristicile momentelor de inertie si a modulului de variatie al vitezei unghiulare  Mediul ambiant  Asamblarea prin: pene paralele, caneluri, stifturi  Gabarit admis Cuplaj:  Elastic cu bolturi  Cu flanse  Cardanic In cazul nostru, conform calculelor si concluziilor, e adaptabil cuplajul cu flanse. 62
    • Dimensiunea cuplajului se alege functie de momentul de torsiune de calcul (Mtc) functie de coeficientul de suprasarcina (cs). Mtc = cs * Mt ≤ Mtn cs apartine intervalului impus cs = (1,1…1,5) alegem cs = 1.1 facem trimitere la anexa 2.24 pag 138 si alegem Mtn = 390 Nm Mtc= csMtIII Rezultat din calculele anterioare, MtIII = 531179,62 Nmm Deci, Mtc=1,1∙531179.62 = 584297.58 Nmm = 584.297 Nm Cuplajul cu flanse cuprinde, teoretic notat:  Denumirea cuplajului  Marimea cuplajului + o linie orizontala/ linie oblica  Diametre nominale  Numarul standardului In cazul nostru: Cuplaj CFO 7 - 42 STAS 769-73. Se recomanda, desi standardul nu prevede verificarea elementelor de legatura ale cuplajului in timpul functionarii: verificarea suruburilor de pasuire la forfecare si la strivire. Tensiunea de forfecare a suruburilor este data de relatia: τf =F1/ As = 4F1/ πd22 ≤ τaf = 50…80 MPa facem trimitere la anexa 2.24 pag 138 si alegem elementele corespunzatoare momentului nominal de torsiune ales : is = 3 D1 = 105mm d2 = 11 mm l1 = 16mm Pentru a calcula relatia de mai sus ne folosim de relatia: F1 = 2Mtc/ D1∙is = 2∙584297.58 / 105∙3 = 3709.82 N τf = 4∙3709.82 / π∙112 = 39.03 MPa ≤ τaf Verificarea suruburilor la strivire se realizeaza pe suprafata cea mai mica cu lungimea de contact minima: pm = F1/ Amin = F1 / d2∙lcmin ≤ pma = 80…120MPa lcmin= (1/2….2/3)l1 = 1/2 ∙16 = 8mm pm = 3709.82 / 11∙8= 42.15 MPa ≤ pma Deoarece conditiile impuse sunt indeplinite marimea cuplajului aleasa este corecta si toate elementele geometrice ale cuplajului corespund conditiilor reale de functionare. Cea mai mare parte a arborilor se prelucreaza prin strunjire cu prindere intre varfuri. 63
    • Intocmirea desenelor Desenul de subansamblu Pe baza rezultatelor obtinute prin calcul si a indicatiilor date in memorial tehnic de calcul precum si in anexe (2.17, 2.18) se intocmeste desenul subansamblului arbore intrare in reductor. Desene de executie Din desenul de subansamblu si pe baza calculelor de proiectare ale rotilor de curea (trapezoidala si dintata) rotilor de lant si a arborilor se extrag si deseneaza desenele de executie pentru: roata de curea trapezoidala , roata de curea dintata, roata de lant, roata dintata, arborele subansamblului. In realizarea ansamblului arbore-roata de curea trapezoidala am folosit o pana paralela de tip B 8x18 (STAS 1004-81)- anexa 2.16 pag 127 Nota explicativa : Toate anexele si extrasele din STAS la care se face trimitere sau referire in cadrul acestui proiect se gasesc in sursa bibliografica reprezentata de Indrumarul de proiectare: Componente mecanice ale sistemelor biotehnice - Dr. ing. ILIE FILIP – editura BREN BUCURESTI 2007 Index morfologic Proiectarea arborilor si a componentelor de rezemare  Mt = momentul de torsiune nominal transmis de arbore  τat = tensiune admisibila de torsiune  d = diametrul arborelui predimensionat la torsiune  dca = diametrul capatului de arbore  dr = diametrul arborelui in zona unde se afla fixat rulmentul pe arbore  det = diametrul arborelui pe care lucreaza manseta de rotatie  B = latimea rulmentului radial  a = cota in functie de care se dau pozitiile centrelor de presiune  dR = diametrul arborelui in sectiunea de montare a rotii dintate 64
    •  df = diametrul de picior  LB = latimea butucului rotii dintate egala cu latimea danturii rotii dintate  LC = latimea capacitatii de arbore  σs = tensiunea efectiva de strivire  τf = tensiunea efectiva de forfecare  σas = efort admisibil la strivire  τaf = efort admisibil la forfecare  h, b = dimensiunile sectiunii penei paralele (standardizate)  lc = lungimea de contact a penei cu butucul  l = lungimea  x = luftul dintre butucul rotilor dintate si peretele interior al carcasei reductorului  w = latimea carcasei subansamblului arbore reductor  f = distanta minima dintre roata de curea si reazem  Rte = reactiunea transmisie cu lant sau curea  Fre = componente radiale in plan vertical  Fte = componente radiale in plan orizontal  C = cuplaj  ML = masina de lucru  Fr = forta radiala  Fa = forta admisibila  Ft = forta tangentiala  L = durabilitatea (calculata in numar de rotatii efectuate pana la aparitia primelor semne de oboseala)  Lha = durata admisibila  Lh = durata de functionare  X = coeficientul fortei radiale  Y = coeficientul fortei axiale  i = numarul de randuri de bile  C = capacitatea dinamica a rulmentului  C0 = capacitatea statica de incarcare a rulmentului  Fa = forta axiala 65
    •  e = marimea pe baza careia facem compararea raportului Fa / C0.  P = sarcina dinamica echivalenta  R = reactiuni insumate radial si axial  p = exponent rulment cu bile  cs = coeficient de suprasarcina (de servici)  Mtc = moment de torsiune de calcul  Mt = moment de torsiune nominal transmis prin arborele respective  F1 = forta tangentiala pe un surub  D1 = diametrul de montaj al suruburilor  iS = numarul de suruburi  d2 = diametrul tijei surubului de pasuire  σechx-x = tensiunea echivalenta in sectiune x-x  Wix-x = modulul de rezistenta la incovoiere al sectiunii x-x a arborelui cu moment de incovoiere echivalent Mix-x  σaiIII = rezistenta admisibila la incovoiere pentru ciclul alternant simetric  Mie X-X = momentul de incovoiere echivalent  MiAx = momentul de incovoiere in reazemul A  MtA = momentul de torsiune in reazemul A  dr = diametrul rulmentului  df = diametrul de picior  c = coeficientul de siguranta global  cσ , cτ = coeficinetul de siguranta la solicitarea de incovoiere si torsiune  kσ , kτ = coeficientii concentratorului de tensiune,depind de forma si tipul concentratorului si de natura solicitarii  εσ , ετ = coeficienti dimensionali  γ= coeficient de calitate a suprafetei  σmax , σmin , τmax , τmin = tensiunile maxime si minime ce apara in sectiunea orizontala X-X, ca urmare a variatiei in timp a momentelor de incovoiere si torsiune  σm , τm= tensiuni medii ale ciclului de solicitare a tensiunilor  σ-1 , τ-1 = tensiunile la oboseala pentru ciclul alternant simentric  σcr , τcr = tensiunea critica ( de curgere) a materialului 66
    • 67