Memoriu Tehnic FINAL Alin

UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAŞOV

DepartamentulAutovehicule și Transporturi

Disciplina Organe de Maşini

PROIECT DE AN LA DISCIPLINA

Organe de Maşini II

Autor: Oproescu Florian-Alin

Programul de studii: Zi

Grupa 1114

Coordonatori: Prof. univ. dr. ing. Gheorghe MOGAN

Dr. ing. Silviu POPA

2014

UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAŞOV

FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ

Disciplina Organe de Maşini

PROIECT DE AN LA DISCIPLINA

Organe de Maşini II

Autor: Student Oproescu Florian-Alin

Grupa 1114

Coordonatori ştiinţifici: Prof. univ. dr. ing. Gheorghe MOGAN

Dr. ing. Silviu POPA

2014

CUPRINS

Introducere ................................................................................................................................ 6

A. MEMORIUL JUSTIFICATIV ....................................................................................... 12-46

1.Tematica şi schemastructural-constructivă ...................................................................... 12-14

1.1. Tematica şi specificaţii de proiectare ..................................................................... 12-13

1.2. Schema structural-constructivă ................................................................................... 13

1.3. Împărţirea raportului de transmitere pe trepte. Parametri cinetostatici ....................... 14

2.Calculul de predimensionare a angrenajelor .................................................................... 14-19

2.1. Calculul de predimensionare a angrenajului conic ................................................ 14-17

2.2. Calculul de predimensionare a angrenajului cilindric ............................................ 17-19

2.3. Calculul de predimensionare a arborilor ..................................................................... 19

3.Schema cinematică la scară ................................................................................................... 20

4.Calculul geometriei angrenajului conic ............................................................................ 21-21

5.Calculul geometriei angrenajului cilindric (cu MDESIGN) ............................................ 22-22

6.Calculul de verificare a angrenajului cilindric (cu MDESIGN) ...................................... 23-36

7.Calculul forţelor din angrenaje ....................................................................................... 37-40

7.1 Calculul forţelor din angrenaje ................................................................................ 37-39

7.2 Schema forţelor ............................................................................................................ 39

7.3 Forţele din angrenajul conic ........................................................................................ 40

8.Calculul arborilor ............................................................................................................. 40-64

8.1 Schema de încărcare a arborelui intermediar .......................................................... 40-41

8.2 Calculul de verificare a arborelui intermediar (cu MDESIGN) .............................. 42-64

8.3 Schema de încărcare a arborelui de intrare .................................................................. 65

8.4 Schema de încărcare a arborelui de iesire ............................................................... 66-67

9.Alegerea si verificare montajului cu rulmenti al arborelui intermediar ........................... 67-69

9.1 Date de intrare .............................................................................................................. 67

9.2 Alegerea schemei de montaj ................................................................................... 67-68

9.3 Scheme de calcul a fortelor ..................................................................................... 68-69

9.4 Verificare si dimensionare .......................................................................................... 69

10.Alegerea şi verificarea asamblării prin pană paralelă dintre roata conică şi arborele

intermediar .......................................................................................................................... 69-70

11.Alegerea şi justificarea sistemului de ungere ................................................................. 70-72

12.Alegerea şi justificarea dispozitivelor de etanşare. ........................................................ 72-76

Bibliogarafie ............................................................................................................................. 76

B. ANEXE .......................................................................................................................... 77-80

Desenul de ansamblu (secțiune principală,vedere și secţiuni parţiale la scara 1:1)

Desenul de execuţie al arborelui de intermediar (la scara 1:1)

Desenul de execuţie al arborelui de intrare (la scara 1:1)

INTRODUCERE

Scopul proiectului de an la disciplina Organe de maşini este să dezvolte abilităţile

practice ale studenţilor de proiectare şi sintetizare a cunoştinţelor de mecanică, rezistenţa

materialelor, tehnologia materialelor şi reprezentare grafică în decursul anilor I şi II, precum

şi modul în care aceştia pot rezolva în mod independent o lucrare de proiectare, pe baza

algoritmilor, metodelor specifice şi programelor din domeniu.

Reductoarele sunt transmisii mecanice utilizate la reducerea turatiei concomitent cu

marirea momentului de torsiune. Ele au in componenta lor angrenaje.

Dupa tipul angrenajelor din componenta reductoarelor, se deosebesc urmatoarele

tipuri de reductoare: reductoare cilindrice, reductoare conice, reductoare melcate si reductoare

combinate (conico-cilindric, cilindro-melcat, melcato-cilindric).

Dupa numarul treptelor de reducere a turatiei (o treapta de reducere a turatiei

reprezinta un angrenaj), se deosebesc: reductoare cu o treapta, reductoare cu doua trepte,

reductoare cu trei trepte, reductoare cu mai multe trepte (maximum 8 trepte)

Dupa planul pe care-l formeaza axele arborilor, se deosebesc: reductoare orizontale,

reductoare verticale (cu arbori orizontali sau verticali) si reductoare combinate (axele unor

arbori formeaza un plan orizontal, axele altor arbori formeaza un plan vertical sau inclinat).

Oproescu Florian-Alin

MEMORIULTEHNIC

12

Fig. 1.1 –Vedere generalăa unui reductor conico-cilindric orizontal

[http://www.neptun-gears.ro]

1. TEMATICA ŞI SCHEMA STRUCTURAL-

CONSTRUCTIVĂ

1.1 TEMATICA ŞI SPECIFICAŢII DE PROIECTARE

Tema de proiectare a unui produs este lansată de către un beneficiar şi reprezintă o

înşiruire de date, cerinţe şi condiţii tehnice care constituie caracteristicile şi performanţele

impuse viitorului produs.

În cazul proiectului de an nr. 2tema de proiectare, pornind de la necesitatea unor

transmisii cu roţi dinţate reductoare adaptabile pentru diverse situaţii practice presupune

concepţia şi dimensionarea unui reductor conico-cilindric cu funcţia globală de transmitere a

momentului de torsiune şi mişcării de rotaţie de la un arbore de intrare la un arbore de ieşire

cu axele perpendiculare în spaţiu (fig. 1.1).

Reductorul conico-cilindric esteun sistem mecanic demontabil, cu mişcări relative

între elemente care are ca parametri de intrare,puterea (momentul de torsiune) şi turaţia

arborelui de intrare, şi ca parametrii de ieşire,puterea (momentul de torsiune) şi turaţia

arborelui de ieşire.

Pe lângă funcţia principală de transmiterea momentului de torsiune şi mişcării de

rotaţieprin angrenaje cu roti dinţate se urmăreşte şi îndeplinirea următoarelor funcţii auxiliare:

respectarea prevederilor de interschimbabilitate cerute de standardele din domeniu;

respectarea condiţiilor de protecţie a omului şi mediului.

Pentru proiectarea de ansamblu a dispozitivului de remorcare (fig. 1.2)se impune

personalizarea listei de specificaţiicu următoarele cerinţe principale:

a. Momentul de torsiune la arborele de intrare, Pi [kW]. b. Turaţia la arborele de intrare, ni [rot/min]. c. Raportul de transmitere al reductorului, ir.

d. Durata de funcţionare impusă, Lh [ore].

e. Planul axelor roţilor angrenajului conic (PAConic): orizontal (O) sau vertical

(V). f. Planul axelor roţilor angrenajului cilindric (PACilindric): orizontal (O) sau vertical (V)

g. Tipul danturii angrenajului conic (TD): dreaptă (D), curbă în arc de cerc (C) sau curbă

eloidă (E).

În tabelul 1.1 se prezintă valorile parametrilor fizici şi geometrici impuse pentru o

situaţie practică cerută.

13

Fig. 1.2–Schema structural-constructivă generală

Tab. 1.1 Valorile parametrilor de proiectae Nr.

crt. Pi [kW]

ni

[rot/min] iR Lh [ore] PAConic PACilindric TD

10 13 3000 17 10000 V H E

1.2 SCHEMA STRUCTURAL-CONSTRUCTIVĂ

În fig. 1.2 se prezintă schema structural-constructivă generală a reductoarelor conico-

cilindrice în două trepte. Din punct de vedere funcţional se evidenţiază următoare elemente: I

– angrenaj conic ortogonal cu dantură înclinită (curbă); II – angrenaj cilindic cu dantură

înclinată; 1I – pinion conic; 2

I – roată conică; 1

II – pinion cilindric; 2

II – roată cilindrică; A1 –

arborele de intrare; A2 – arborele intermediar; A3 – arborele de ieşire; - lagărul A al

arborelui A1; - lagărul B al arborelui A1;

- lagărul A al arborelui A2; - lagărul B al

arborelui A2; - lagărul A al arborelui A3;

- lagărul B al arborelui A3.

Din punct de vedere constructiv, reductorul de turaţie formează un ansamblu compus

din subansamble şi elemente constructive. Subansamblele sunt structuri independente, care se

evidenţiază printr-un grup compact compus, în configuraţie minimală, din cel puţin două

elemente constructive sau din alte subansamble şi elemente constructive, în interacţiune

permanentă, formate ţinându-se cont, cu precădere, de tehnologiile de montaj, de întreţinere şi

de exploatare. În cazul reductoarelor conico-cilindrice din fig. 1.2 se definesc următoarele

subansamble: SC – subasamblul carcasă; - subansamblul arborelui de intrare, format din

pinionul conic (1I) fixat pe arborele de intrare (A1) care la rândul său este fixat pe două lagăre

( şi

), se sprijină pe subansamblul carcasa SC; - subansamblul arborelui

intermediar, format din roata conică (2I) şi pinionul cilindric (1

II) fixate pe arborele

intermediar (A2) care la rândul său este fixat pe două lagăre ( şi

), se sprijină pe

subansamblul carcasa SC; - subansamblul arborelui de intrare, format din roata cilindrică

(2II) fixată pe arborele de ieşire (A3) care la rândul său este fixat pe două lagăre (

şi ),

se sprijină pe subansamblul carcasa SC.

14

Fig. 1.3–Schema structurală a angrenajului

conic ortogonal

1.3 ÎMPĂRŢIREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE PE

TREPTE. PARAMETRI CINETOSTATICI

Reductorul de turaţie de

proiectat are două trepte

(angrenaje). În vederea obţineri

unei structuri optime (roţile

conduse cvasiegale) se impune ca

raportul de transmitere al treptei I

(angrenajul conic) iI = 4,25 iR= 17

[Jula, 1985; Moldovean, 2002].

Raportul de transmitere al

treptei a II-a (angrenajul cilindric),

iII= iR/ i

I = 4.(1.1)

Parametriifuncţionali

cinetostatici(turaţia, puterea, momentul de torsiune) la nivelul arborilor reductorului, sunt:

n1 = ni = 3000 rot/min, P1 = Pi = 13 kW, Mt1 = Mti= 181437 Nmm (arborele A1);

n2 = n1/iI = 222,22 rot/min, P2 = P1η

I= 12.48 kW, Mt2 = Mt1 i

Iη

I= 783807,8 Nmm

(arborele A2);

n3 = n2/iII = n1/(i

IiII) = n1/iR= 888,88 rot/min, P3 = P2η

II = P1η

Iη

II = P1ηR= 11.98 kW,

Mt3 = Mt2 iIIη

II = Mt1 i

IiIIη

Iη

II = Mt1 iRηR= 3041175 Nmm(arborele A3).

În aceste relaţii s-a considerat ηI = 0,96 randamnetul angrenajului conic, η

II = 0,97

randamentul angrenajului cilindric şi ηR= ηIη

II = 0,94.

2. CALCULUL DE PREDIMENSIONARE A

ANGRENAJELOR

2.1 CALCULUL DE PREDIMENSIONAREA A

ANGRENAJULUI CONIC

I. Date de proiectare

a. Turaţia la intrare (pinion), n1 = 3000 rot/min.

b. Puterea la intrare, P1 = 13 [kW] şi din fer. (AEV-C.1) rezultă valoarea momentului de

torsiune,

( )

= 181437 Nmm.(2.1)

c. Raportul de angrenare, u = 4,25.

d. Unghiul dintre axele roţilor, Σ = 90o şi din fer (AEV-C.2.1) se determină semiunghiurile,

= 12,52

o, = 77,78

o.(2.2)

e. Numărul de angrenaje identice în paralel, χ =1.

f. Durata de funcţionare, Lh = 10000 ore.

g. Tipul danturii, eloida.

15

h. Condiţii de funcţionare: maşina motoare – motor asincron; instalaţia antrenată – utilaj

tehnologic într-o carieră de piatră, temperatura – (-25…50)oC; caracteristicile mediului

– praf şi umezeală ridicată.

i. Condiţii ecologice: utilizarea de materiale şi tehnologii eco, reciclarea materialelor,

protecţia vieţii.

II. Alegerea materialului, tratamentelor termice şi tehnologiei

Având în vedere că sarcina de transmis este medie (T1 = 181437 Nmm) se adoptă

pentru roţile angrenajului oţel de cementare marca 21MOMnMi13 căruia i se aplică

tratamentul termic de cementare urmat de tratamentele termice de călire şi revenire inalta.

Astfel, se obţine durităţile flancurilor dinţilor si a miezului 300...350 HB.

Pentru obţinerea danturii se va urmării fluxul tehnologic cu următoarele operaţii:

prelucrare dantură prin aşchiere (frezare), imbunatatire şi rectificare dantură.

Pentru calculul la contact în funcţie de caracteristicile materialului (ζr= 1100 MPa,

ζ02 = 850MPa) şi în funcţie de durităţile impuse se adoptă tensiunea limită la contact ζHlim=

1530MPa şi tensiunea limită la încovoiereζFlim= 430 MPa.

III. Calculul de predimensionare

Deoarece relaţiile de dimensionare a angrenajelor la contact şi la încovoiere conţin

factori care depind de parametri ce urmează să fie determinaţi, preliminar, se face un calcul de

predimensionare.

Alegând ca parametru de dimensionare la modulul exterior, pentru solicitarea la

contact,

√

( ) (

)

= 5,019 mm, (2.3)

şi pentru solicitarea la încovoiere,

√

( ) (

)

= 4,8760 mm (2.4)

unde,z1 = 14, z2 = u z1 = 63, KA=1,25, Kv= 1,3, ψd=0,45, NL1=60 n1 Lhχ = 6,3x108cicluri,

NL2=60n1Lhχ /ur = 0,8x108

cicluri, KHβ =1,8, KHα = 1,3, Zε = 0,93, ZH = 2,8, ZE = 190 MPa1/2

,

SHmin= 1, ZN1 = 1, ZN2 = 1, ZN = min (ZN1, ZN2)=1, ζHP= ζHlimZN /SHmin = 1530 MPa, KFβ =

1,8, KFα = 1,3, Yε = 0,77, Yβ= 0,93, YSa1=1,8, YSa2=1,8, YFa1 = 2,2, YFa2 = 2,2, SFmin= 1,5,

YN1,2 = 1.

Din relaţiile (2.3) şi (2.4) rezultă că solicitarea principală a angrenajului este la contact

şi se consideră pentru calcule, în continuare, me= 5,019 mm.

16

IV. Proiectarea formei constructive

Parametrii şi relaţii de calcul a parametrilor principali ai angrenajului

= 5,019 mm

=

cos ᵦ = 4,11mm (2.1.4)

=

( 1- ψd sin ) = 5,019 mm

= ( 1- ψd sin ) = 5 mm (2.1.5)

= 5 mm

: =

=4.98mm

=

= 5,019 mm (2.1.6)

=

( 1- ψd sin ) 5,019 mm

optă din STAS

Adoptarea factorilor deplasării danturii:

Deplasare radială: x = 0,195

x =-0,195

Deplasare radială: x = 0,35

x =-0,35

Calculul parametrilor geometrici principali ai angrenajului:

Modulul frontal exterior: =

= 5 mm (2.1.7)

Diametrele de divizare exterioare: = (2.1.8)

rezultă = = 70 mm, = 315 mm

Lungimea generatoare a conului exterior: =

= 161,453mm

(2.1.9)

Lăţimea danturii: b = ψd = 31,5 mm (2.1.10)

17


ANGRENAJULUI CILINDRIC

I. Date de proiectare

a. Turaţia la intrare (pinion), n2 = 222,22 rot/min.

b. Puterea la intrare, P2 = 12.48 [kW] şi din fer. (AEV-C.1) rezultă valoarea momentului de

torsiune,

( )

= 783807 Nmm. (2.2.1)

c. Raportul de angrenare, u = 4.

d. Unghiul dintre axele roţilor, Σ = 90o şi din fer (AEV-C.2.1) se determină semiunghiurile,

= 12,52

o, = 77,47

o. (2.2.2)

e. Numărul de angrenaje identice în paralel, χ =1.

f. Durata de funcţionare, Lh = 10000 ore.

g. Tipul danturii,eloida.

h. Parametrii geometrici impuşi (opţional): distanţa dintre axe aw; standardizarea distanţei

dintre axe; unghiul de înclinare a danturii; diametrul pinionului, sau modulul danturii.

i. Condiţii de funcţionare: tipul transmisiei în care se integrează, tipul maşinii motoare,

tipul instalaţiei antrenate, temperatura de lucru, caracteristicile mediului în care

funcționează).

j. Condiţii ecologice (utilizarea de materiale şi tehnologii eco, reciclarea materialelor,

protecţia vieţii).

II. Alegerea materialului, tratamentelor termice şi tehnologiei

Având în vedere că sarcina de transmis este mărită (T2 = 783807 Nmm) se adoptă

pentru roţile angrenajului oţel de cementare marca 21MoMnMi13 căruia i se aplică

tratamentul de cementare urmat de tratamentele termice de călire şi revenire inalta. Astfel, se

obţine durităţile flancurilor dinţilor şi miezului 330 HB.

Pentru calculul la contact în funcţie de caracteristicile materialului (ζr = 1100 MPa,

ζ02 = 850 MPa) şi în funcţie de durităţile impuse se adoptă tensiunea limită la contact ζHlim =

1350 MPa şi tensiunea limită la încovoiere ζFlim = 430 MPa.

18

III. Calculul de predimensionare

Deoarece relaţiile de dimensionare a angrenajelor la contact şi la încovoiere conţin

factori care depind de parametri ce urmează să fie determinaţi, preliminar, se face un calcul de

predimensionare.

Alegând ca parametru de dimensionare la modulul exterior, pentru solicitarea la

contact,

√

( )

= 4,293 mm, (2.2.3)

şi pentru solicitarea la încovoiere,

√

(

)

= 5,031 mm (2.2.4)

unde, β=11, z1 = 20, z2 = 80, KA=1,25, Kv = 1,3, ψd =0,4, NL1=60 n1 Lh χ = 3,6 x108 cicluri,

NL2=60n1 Lh χ /ur = 0,9x108

cicluri, KHβ =1,3, KHα = 1,2, Zε = 0,93, ZH = 2,4, ZE = 190 MPa1/2

,

SHmin= 1,3, ZN1 = 1, ZN2 = 1, ZN = min (ZN1, ZN2) =1, SHmin = 1,3, ζHP = ζHlim ZN /SHmin =

1176,92 MPa, KFβ = 1,3, KFα = 1,25, Yε = 0,9, Yβ = 0,93, YSa1=1,75, YSa2=1,75, YFa1 = 2,5,

YFa2 = 2,5, SFmin = 1,5, YN1,2 = 1, ,

Din relaţiile (2.2.3) şi (2.2.4) rezultă că solicitarea principală a angrenajului este la

contact şi se consideră pentru calcule, în continuare, me = 4,293 mm.

IV. Proiectarea formei constructive

Parametrii şi relaţii de calcul a parametrilor principali ai angrenajului [Moldovean, 2002;

Rădulescu, 1985]

=

cos ᵦ = 4,293 mm (2.2.5)

= cos ᵦ = 4,12 mm (2.2.6)

: =

( ) cos ᵦ = 3,78 mm (2.2.7)

Se adoptă: = 5 mm

= 260 mm

Calculul distanţei dintre axe şi a unghiului de referinţă

-a < → -a = 0,4 <

Calculul unghiului de presiune frontal

= arctg

= 20,343

19

Calculul unghiului de angrenare frontal

= arccos (

cos ) = 17,2196

Calculul unghiului de angrenare normal

= arcsin (

sin ) = 16,9327

Calculul coeficientului deplasării totale de profil

= 0,03 (30-22) = 0,3

= = -1,1688

Calculul diametrelor de rostogolire

d =

= 100 mm, = 400 mm,

Verificare: ( ) , =250

Calculul lăţimii danturii:

b = ψa = 100 mm


ARBORILOR

Calculul aproximativ al diametrelor arborilor care susţin roţile:

= √

,

,

= √

,

,

20

3. SCHEMA CINEMATICA LA SCARĂ

21

4. CALCULUL GEOMETRIEI ANGRENAJULUI

CONIC

Calculul parametrilor geometrici ai angrenajului şi roţilor conice cu dantură curbă eloida:

=14 ; = 63;Ʃ=90 ; =35; =3,695; =0.45; =0,38;

Parametrii geometrici ai angrenajului:

u=4,5; ; =77,48; =37,809°; =5.511 mm; =5 mm; = 161,342mm;

b= 31,5mm; =145,5920 mm; =129,842mm;

Parametrii geometrici ai roţiilor:

=70mm ; =315 mm; ; ;

=5,850 mm; =5,850mm; =2,7928mm; =2,7928mm;

=2,0766; =2,0766; =0,9917; =0,9917;

14,6054; 79,5478; ; 76,4794;

= 81,421mm ; =317,538 mm; ;

;

=183,199 mm ; =35,2820 mm; 8,643; ;

Parametrii angrenajului echivalent:

=14,3415; =290,4156; =26,0916 ; =528,3557 ;

=64,707 ; =1310,328 mm ; =75,2658 mm ; =1320,8865 mm ;

= 59,1331mm ; =1197,445 mm ; =687,517 mm

2,157; =4,411; =6,5688;

22

5. CALCULUL GEOMETRIEI ANGRENAJULUI

CILINDRIC

Calcului parametrilor geometrici ai roţiilor:

=20 ; =80 Ʃ=90 ;; =11; =250;

= 5; =0,3; =-1,1688;

( ) ; =31.5;

Parametrii angrenajului:

a=254,679; =20,343; =17,2196; =16,9327;

Parametrii roţiilor:

=101,8716 mm ; =407,4866 mm; ; ;

; ; ; ;

; ; ; ;

=2,382> 1,5; =3,8641> =1,5;

=0,3> =-0,2383; =-0,1321> =-3,9532;

Gradele de acoperire:

0,8< 1,2147 mm < =2;

; ;

Angrenaj echivalent:

=21,0511; =84,2044; =105,2555 ; =421,021 ;

= 98,9078mm ; =395,6314 mm ; =119,107 mm ; =418,663 mm ;

= 258,4756mm ; =1,7538 mm ;

23

6. CALCULUL DE VERIFICARE A

ANGRENAJULUI CILINDRIC (MDESIGN)

Results:

General data

Effective number of teeth ratio u = 4.000

Effective translation ratio i = 4.000

Transverse pressure angle at = 20.344 °

Pressure angle at pitch cylinder awt = 16.531 °

Ground lead bb = 10.329 °

Zero centre distance ad = 254.679 mm

Centre distance a = 249.089 mm

Profile shift coefficient (pinion) x1 = 0.3000

Profile shift coefficient (wheel) x2 = -1.3210

Sum profile shift coefficient xs = -1.0210

Length of path of contact ga = 22.141 mm

Length of recess path ga = 15.893 mm

Length of approach path gf = 6.248 mm

Transverse contact ratio ea = 1.476

Overlap ratio eb = 1.215

Total contact ratio eg = 2.690

Number of teeth z = 20 80

Virtual number of teeth of helical gear zn = 21.051 84.204

Geometrical data

Reference diameter d = 101.872 407.487 mm

Base diameter db = 95.517 382.069 mm

Pitch diameter dw = 99.636 398.543 mm

Root diameter df = 92.372 381.777 mm

V-circle diameter dv = 104.872 394.277 mm

Tip diameter da = 112.872 402.277 mm

Theoretical tip diameter da th = 114.872 404.277 mm

Root form circle diameter dFf = 96.228 388.499 mm

Root form diameter dNf = 96.824 390.688 mm

Specific sliding at point A zA = -0.985

24

Specific sliding at point E zE = -1.947

Tooth thickness on the tip cylinder san = 4.135 4.790 mm

Tooth depth h = 10.250 10.250 mm

Addendum ha = 5.500 -2.605 mm

Dedendum hf = 4.750 12.855 mm

Bottom clearance c = 1.250 1.250 mm

Tip shortening k = 1.0000 1.0000 mm

Normal base pitch pen = 14.761 mm

Transverse base pitch pet = 15.004 mm

Normal pitch on base cylinder pbn = 14.761 mm

Transverse pitch on base cylinder pbt = 15.004 mm

Cutter data of gear rack Cutter data pinion type cutter

Number of teeth z0 = 0 0

Profile shift coefficient x0 = 0.000 0.000

Topland height factor haP0* = 1.250 1.250

Root height factor hfP0* = 1.000 1.000

Actual topland play ctat = 2.122 1.964 mm

Reference diameter d0 = 0.000 0.000 mm

Base diameter db0 = 0.000 0.000 mm

Tip diameter da0 = 12.500 12.500 mm

Deddendum diameter (generation) dfE = 91.973 381.062 mm

Centre distance a0 = 52.140 195.235 mm

Zere centre distance ad0 = 50.936 203.743 mm

Pressure angle at pitch cylinder awt0 = 23.657 11.907 °

Results of calculation strength Forces, moment, speed Transverse tangential load

at reference cylinder Ft = 15388.265 N Transverse tangential load

at pitch cylinder Ftw = 15733.598 N

Radial load at pitch cylinder Frw = 4669.859 N

Axial load at pitch cylinder Faw = 3058.302 N

Tooth load at pitch cylinder Fw = 16694.517 N

Moment (pinion) T1 = 783.814 N*m

25

Moment (wheel) T2 = 3135.256 N*m

Line load = 192.353 N/mm

Peripheral speed at reference cylinder v = 1.185 m/s

Peripheral speed at pitch cylinder vw = 1.159 m/s

Rotation speed (pinion) n1 = 222.220 1/min

Rotation speed (wheel) n2 = 55.555 1/min

Number of loading cycle (pinion) NL1 = 13333200

Number of loading cycle (wheel) NL2 = 3333300

General factors

Hekix slope deviation fHb = 34.000 37.000 µm

Transverse pitch deviation fpe = 26.000 31.000 µm

Profile form deviation ffa = 29.000 37.000 µm

Effective meshing slope deviation fpe eff= 23.163 µm

Effective profile form deviation ffa eff= 27.925 µm

Flank line deviation Fbx = 58.427 µm

Manufacturing - flank line deviation fma = 37.000 µm

Flank line deviation through pinion def. fsh = 16.111 µm

Reduced mass / tooth width mred = 0.031 kg/mm

Individual spring rigidity c' = 12.123 N/(mm*µm)

Meshing spring rigidity cg = 16.448 N/(mm*µm)

Resonance velocity (pinion) nE1 = 11032.411 1/min

Resonance velocity (gear) nE2 = 2758.103 1/min

Basic velocity NR = 0.020

Dynamic factor Kv = 1.020

Face load factor (root stress) KFb = 1.300

Face load factor (contact stress) KHb = 1.300

Face load factor (scuffing load) KBb = 1.300

Transverse load factor (root stress) KFa = 1.250

Transverse load factor (contact stress) KHa = 1.250

Transverse load factor (scuffing load) KBa = 1.250

Helix angle factor KBg = 1.253

Pitting load capacity

Zone factor ZH = 2.746

Elasticity factor ZE = 191.646

Contact ratio factor Ze = 0.823

Helix angle factor Zb = 0.991

Lubricant factor (static) ZL = 1.000

Lubricant factor (dyn.) ZL = 1.020

Velocity factor (static) Zv = 1.000

Velocity factor (dyn.) Zv = 0.957

Roughness factor (static) ZR = 1.000

Roughness factor (dyn.) ZR = 1.055

Work hardening factor ZW = 1.000

Life factor for contact stress (static) ZNT = 1.600

1.600

Life factor for contact stress (dyn.) ZNT = 1.000

1.300

26

Size factor (static) ZX = 1.000

1.000

Size factor (dyn) ZX = 1.000

1.000

Single pair tooth contact factor ZB = 1.000

ZD = 1.000

Pitting stress limit (static) sHG = 2448.000 2448.000 N/mm²

Pitting stress limit (dyn) sHG = 1575.058 2047.575 N/mm²

Allowable flank pressure (static) sHP = 1883.077 1883.077 N/mm²

Allowable flank pressure (dyn) sHP = 1211.583 1575.058 N/mm²

Contact stress sH = 848.765 848.765 N/mm²

Safety factor for pitting (static) SH = 2.884 2.884

Safety factor for pitting (dyn) SH = 1.856 2.412

Attainable lifetime Lh = 7.915e+009 1.826e+018 h

Root load capacity

Overlapping factor (root stress) Ye = 0.678

Helix angle factor Yb = 0.908

Tooth form factor YF = 1.239 2.018

Stress correction factor YS = 2.357 1.517

Life factor for tooth root stress (static)YNT = 2.500 2.500

Life factor for tooth root stress (dyn) YNT = 1.000 1.000

Relativ notch sensitivity factor (static) YdrelT = 1.140 0.812

Relativ notch sensitivity factor (dyn) YdrelT = 1.010 0.937

Relativ survace factor (static) YRrelT = 1.000 1.000

Relativ survace factor (dyn) YRrelT = 1.042 1.053

Size factor (static) YX = 1.000 1.000

Size factor (dyn) YX = 1.000 1.000

Tooth root stress limit (static) sFG = 2451.526 1746.444 N/mm²

Tooth root stress limit (dyn) sFG = 905.232 848.443 N/mm²

Allowable root stress (static) sFP = 1634.350 1164.296 N/mm²

Allowable root stress (dyn) sFP = 603.488 565.629 N/mm²

Tooth root stress sF = 169.119 177.183 N/mm²

Safety factor for tooth breakage (static) SF = 14.496

27

9.857

Safety factor for tooth breakage (dyn) SF = 5.353 4.789

Attainable lifetime Lh = 14827632.907 236587416.694 h Scuffing load capacity

Angle factor Xab = 0.921

Lubricant factor XS = 1.000

Flash temperature calculation way

Load distribution factor XG = 0.143

Flash factor XM = 1.589

Structur factor XB = 0.441

Tangential line force at weigth wBt = 399.179 N/mm

Scuffing temperature q = 408.930 °C

Corrosion safety factor SB = 729.157

Integral calculation way

Flash factor XM = 1.589

Geometry factor (pinion tip) XBE = 0.441

Pitch factor XQ = 1.000

Tip relief factor XCa = 1.000

Contact ratio factor Xe = 0.270

Mass temperature qM = 50.212 °C

Integral temperature qint = 50.667 °C

Scuffing integral temperature qintS = 408.930 °C

Corrosion safety factor SintS = 8.071

Scuffing load safety factor SSL = 537.828

Ultimate strength for pinion Rm = 1100.0 mm(for deff = 95.52 mm)

Ultimate strength for gear Rm = 1047.8 mm(for deff = 382.07 mm)

Yielding point for pinion Re = 850.0 mm(for deff = 95.52 mm)

Yielding point for gear Re = 920.3 mm(for deff = 382.07 mm)

Results check gauge

Case centre distance a = 249.089 mm

Maximum case centre distance amax = 249.147 mm

Minimum case centre distance amin = 249.032 mm

Theoretical backlash jt = 0.413 mm

Maximum theoretical backlash jt max = 0.506 mm

Minimum theoretical backlash jt min = 0.319 mm

Upper deviation of teeth thickness Asne = -125.000 -230.000 µm

Lower deviation of teeth thickness Asni = -165.000 -290.000 µm

Tolerance of teeth thickness Tsn = 40.000 60.000 µm

Fluctuation of teeth thickness Rs = 36.000 50.000 µm

Nominal teeth thickness (theoretical) snth = 8.946 3.046 mm

28

Nominal teeth thickness sn = 8.801 2.786 mm

Maximum nominal teeth thickness sn max = 8.821 2.816 mm

Minimum nominal teeth thickness sn min = 8.781 2.756 mm

Base tangent length (theoretical) Wkth = 39.404 97.333 mm

Base tangent length Wk = 39.268 97.089 mm

Maximum base tangent length Wk max = 39.287 97.117 mm

Minimum base tangent length Wk min = 39.249 97.060 mm

Number of teeth dimension k = 3 7

Measure roller diameter DM = 9.000 9.000 mm

Radial gauge spheres/roller Mrk = 58.529 203.136 mm

Maximum radial gauge spheres/roller Mrke = 58.549 203.188 mm

Minimum radial gauge spheres/roller Mrki = 58.509 203.084 mm

Diametral gauge spheres Mdk = 117.058 406.272 mm

Diametral gauge roller MdR = 117.058 406.272 mm

Factor of deviation of base tangent lengthAw = 0.940 0.940

Factor of deviation radial spheres/roller Amr = 1.021 1.743

Factor of deviation diametral roller Amd = 2.043 3.486

Factor of deviation diametral spheres Amd = 2.036 3.485

29

30

31

32

33

34

35

36

37

7. CALCULUL FORŢELOR DIN ANGRENAJE

7.1 SCHEMA FORŢELOR

Fig. 7.1- Schema forţelor angrenajului conic (a-a, secţiunea axială; n-n, secţiune normală;

g-g, secţiune tangenţială după generatoare)

Ipoteze simplificatoare:

- forţele normale se consideră aplicate în polul angrenării C asociat conului frontal mediu,

- se neglijează frecările,

- forţele se consideră aplicate static.

Forţele tangenţiale:

Direcţie tangentă la cercurile de rostogolire; sens opus vitezei (forţă rezistentă),

pentru roata conducătoare, şi acelaşi sens cu viteza (forţă motoare), pentru roata condusă.

38

Forţele radiale:

=

(tg sin )

=

(tg sin )

Direcţie radială; sensul spre axa roţii.

Forţele axiale:

=

(tg cos )

=

(tg cos )

Direcţie axială; sensul spre exterior.

Forţa normală:

( )

Direcţie după normala comună a profilelor în contact; sens opus vitezei (forţă rezistentă),

pentru roata conducătoare, şi acelaşi sens cu viteza (forţă motoare), pentru roata condusă.

a b

Fig. 7.1 -Schema forţelor [Moldovean, 2001]: a – în plan frontal, b – spatial

39

Forţa tangenţială:

Ft = Ft1= Ft2;

Direcţie tangentă la cercurile de rostogolire; sens opus vitezei (forţă rezistentă), pentru roata

conducătoare, şi acelaşi sens cu viteza (forţă motoare), pentru roata condusă

Forţa radială:

Fr = Fr1= Fr2;

tg

Direcţie radială; sensul spre centrul roţii

Forţa normală:

Fn = Fn1= Fn2;

tg ; = √

Direcţie după normala comună a profilelor în contact; sens opus vitezei (forţă rezistentă),

pentru roata conducătoare, şi acelaşi sens cu viteza (forţă motoare), pentru roata condusă

7.2 FORŢELE DIN ANGRENAJUL CONIC

Calculul forţelor din angrenajul conic

Relaţiile de calcul a forţelor

( )

=5744,7677

( ) =

(tg sin ) =3364,3730

=

(tg sin ) =-3373,0161

( ) =

(tg cos ) =-3373,0161

=

(tg cos ) =3364,3730

( )

= 7463,1494

= 816466,5

40

7.3 FORŢELE DIN ANGRENAJUL CILINDRIC

Calculul forţelor din angrenajul cilindric

Relaţiile de calcul a forţelor:

( )

=15676,16

( )

tg =4858,4591

( )

tg =3047,1368

( ) = √ =16692,2634

= 3135232

8. CALCULUL ARBORILOR

8.1 SCHEMA DE ÎNCĂRCARE A ARBORELUI INTERMEDIAR

Fig. 8.1.1 –Schema de încărcare a arborelui intermediar

41

Fig. 8.1.2 –Încărcarea arborilor cu forte

Formele şi dimensiunile tronsoanelor

Tronsoanele cilindrice cu secţiune plină: 1 (tronson de montare a rulmentului adoptat); 2

(tronson cu umăr de fixare axială); 3 (se consideră cilindric cu diametrul egal cu diametrul de

picior al pinionului cilindric), 4 (tronson cu umăr de fixare axială); 5 (tronson de montare

roată conică), 6 (tronson de montare a rulmentului adoptat); dimensiunile tronsoanelor

(diametrul şi lungimea) se vor prelua din desenul de ansamblu

Tipurile şi poziţiile reazemelor

Reazemul A: articulaţie spaţială (deplasările radiale în direcţiile Y şi Z şi axială X nule);

poziţionare în punctul determinat de intersecţia normalelor la căile de rulare cu axa arborelui

cota a corespunde rulmentului ales.

Reazemul A: articulaţie spaţială (deplasările radiale în direcţiile Y şi Z şi axială X nule);

poziţionare în punctul determinat de intersecţia normalelor la căile de rulare cu axa arborelui),

cota a corespunde rulmentului ales

Pentru arborele intermediar se adopta rulmenti radiali-axiali cu role conice 30212

Tronsonul 1: D1=60mm ; L1=25mm





Tronsonul 6: D6=70mm; L6=72mm

42

8.2 CALCULUL DE VERIFICARE A ARBORELUI

INTERMEDIAR (CU MDESIGN)

Results:

Calculation process: Dynamic and static strength proof

Total shaft length L = 251.750 mm

Total shaft mass m = 9.912 kg

Mass moment of inertia of the shaft J = 0.00840 kg*m²

Geometrical moment of inertia of the shaftI = 1032.952 cm4 Position of the centre of gravity

in the X-axis xs = 121.350 mm

Angle of torsion j = 0.012 °

Additional shaft data:

Shaft fillet number l

mm Ip

cm4 Wt

cm³ m

kg J

kg*m² I

cm4 Wb

cm³

1 24.8 127.235 42.412 0.549 0.0002 63.617 21.206

2 6.0 235.718 67.348 0.181 0.0001 117.859 33.674

3 105.0 644.125 143.139 5.244 0.0053 322.062 71.569

4 5.0 512.478 120.583 0.223 0.0002 256.239 60.292

5 81.0 310.631 82.835 2.809 0.0020 155.316 41.417

6 30.0 235.718 67.348 0.906 0.0006 117.859 33.674

Supporting forces:

No. Type Position

x

mm

Radial force

in the Y-

axis

Ry

N

Radial force

in the Z-

axis

Rz

N

Result.

radial force

R

N

Axial force

in the X-

axis

Rax

N

1 Location

bearing -> 22.000 9540.253 -4033.826 10358.001 3047.130

2 Location

bearing <- 229.750 9508.923 -6569.384 11557.527 -3364.370

Resulting maximum bending moment:

Position x = 83.250 mm

Amount Mbmax = 707.811 N*m Resulting maximum torsional moment:


Amount Mtmax = 783.808 N*m Resulting maximum tension-pressure-force:


Amount Fzdmax = -3364.370 N Resulting maximum tension-pressure-stress:


Amount szdmax = -1.078 N/mm² Resulting maximum bending stress:

43


Amount sbmax = 13.534 N/mm² Resulting maximum torsional stress:


Amount ttmax = 9.462 N/mm²

Resulting maximum deflection:


Amount ymax = 0.004535 mm Angle of the maximum deflection:


Amount Q = 0.004828 °

Minimum safety against yielding:


Amount SF = 26.635 Minimum safety against fatigue fracture:


Amount SD = 7.815 Minimum safety against incipient crack with hard surface:


Amount SG = 61.088

Material parameter for deff = 90.000 mm

Material designation 18MoCrS4

Material number 1.7323

Tensile strength sB = 688.305 N/mm²

Yield stress sS = 484.942 N/mm² Cyclic tension and pressure fatigue

strength szdW = 275.322 N/mm² Cyclic fatigue strength under bending

stress sbW = 344.152 N/mm²

Cyclic torsional fatigue strength ttW = 206.491 N/mm² Technological dimension factor

(tensile strength) K1Bdeff= 0.626 Technological dimension factor

(yield stress) K1Sdeff= 0.626

Parameter of cross-sections:

Tension-pressure force Fzd and tension/pressure stress szd

No

. Type

Positio

n

x

mm

Result.

Fzdx

N

Amplitud

e

Fzda

N

Mean

Fzdm

N

Maximum

Fzdmax

N

Amplitud

e

szda

N/mm²

Mean

szdm

N/mm

²

Maximu

m

szdmax

N/mm²

1 Fillet

with

recess 24.8

-

3047.13

0

-

3047.130 0.00

0

-

3047.13

0 -1.100 0.000 -1.100

2 Shaft

fillet 30.8

-

3047.13

0

-

3047.130 0.00

0

-

3047.13

0 -0.792 0.000 -0.792

3 Shaft

fillet 135.8 0.000 0.000

0.00

0 0.000 0.000 0.000 0.000

4 Shaft

fillet 140.8 0.000 0.000

0.00

0 0.000 0.000 0.000 0.000

44

5 Shaft

fillet 221.8

-

3364.37

0

-

3364.370 0.00

0

-

3364.37

0 -0.874 0.000 -0.874

6

Calculatio

n results

for point

x

0.0 0.000 0.000 0.00

0 0.000 0.000 0.000 0.000

Bending moment Mb and bending stress sb

No

. Type

Positio

n

x

mm

Result

.

Mbx

N*m

Amplitud

e

Mba

N*m

Mean

Mbm

N*m

Maximu

m

Mbmax

N*m

Amplitud

e

sba

N/mm²

Mean

sbm

N/mm

²

Maximu

m

sbmax

N/mm²

1 Fillet

with

recess 24.8 28.485 28.485

0.00

0 28.485 1.384 0.000 1.384

2 Shaft

fillet 30.8 90.633 90.633

0.00

0 90.633 2.691 0.000 2.691

3 Shaft

fillet 135.8

442.24

9 442.249

0.00

0 442.24

9 7.335 0.000 7.335

4 Shaft

fillet 140.8

421.32

8 421.328

0.00

0 421.32

8 10.173 0.000 10.173

5 Shaft

fillet 221.8 92.460 92.460

0.00

0 92.460 2.746 0.000 2.746

6

Calculatio

n results

for point

x

0.0 0.000 0.000 0.00

0 0.000 0.000 0.000 0.000

Torsional moment Mt und Torsional stress tt

No

. Type

Positio

n

x

mm

Result

.

Mtx

N*m

Amplitud

e

Mta

N*m

Mean

Mtm

N*m

Maximu

m

Mtmax

N*m

Amplitud

e

tta

N/mm²

Mean

ttm

N/mm

²

Maximu

m

ttmax

N/mm²

1 Fillet

with

recess 24.8 0.000 0.000

0.00

0 0.000 0.000 0.000 0.000

2 Shaft

fillet 30.8 0.000 0.000

0.00

0 0.000 0.000 0.000 0.000

3 Shaft

fillet 135.8

783.80

8 783.808

0.00

0 783.80

8 6.500 0.000 6.500

4 Shaft

fillet 140.8

783.80

8 783.808

0.00

0 783.80

8 9.462 0.000 9.462

5 Shaft

fillet 221.8 0.000 0.000

0.00

0 0.000 0.000 0.000 0.000

6

Calculatio

n results

for point

x

0.0 0.000 0.000 0.00

0 0.000 0.000 0.000 0.000

Calculation results for point x = 0.000 mm

Trend of curve of the transverse force Qx = 0.000 N

deflection yx = 0.001502 mm

Angle of deflection Q = 0.003912 °

45

Strength proof:

K2(d) - Geometrical dimension factor KF - Influence factor of surface roughness

as, t - Form factors

No

. Type

Positio

n

x

mm

Tension

-

pressur

e

K2(d)

Bendin

g

and

torsio

n

K2(d)

Tension-

pressure

,

bending

KFs

Torsio

n

KFt

Tension

-

pressur

e

aszd

Bendin

g

asb

Torsio

n

at

1 Fillet

with

recess 24.8 1.00 0.86 0.98 0.99 3.03 2.75 1.86

2 Shaft

fillet 30.8 1.00 0.85 0.91 0.95 2.70 2.42 1.72

3 Shaft

fillet 135.8 1.00 0.84 0.91 0.95 2.22 2.06 1.48

4 Shaft

fillet 140.8 1.00 0.85 0.98 0.99 3.12 2.86 1.89

5 Shaft

fillet 221.8 1.00 0.85 0.98 0.99 2.68 2.52 1.69

6

Calculatio

n results

for point

x

0.0 1.00 0.86 0.98 0.99 - - -

G¢ - Relative stress drop

ns, t - Bearing factor

No. Type Position

x

mm

Tension-

pressure

G¢zd

1/mm

Bending

G¢b

1/mm

Torsion

G¢t

1/mm

Tension-

pressure

nszd

Bending

nsb Torsion

nt

1 Fillet with

recess 24.8 2.51 2.51 1.15 1.15 1.15 1.10

2 Shaft fillet 30.8 1.26 1.26 0.57 1.11 1.11 1.07

3 Shaft fillet 135.8 1.33 1.33 0.57 1.11 1.11 1.07

4 Shaft fillet 140.8 2.51 2.51 1.15 1.15 1.15 1.10

5 Shaft fillet 221.8 2.58 2.58 1.15 1.16 1.16 1.10

6 Calculation

results for

point x 0.0 - - - - - -

bszddBK, bsbdBK, btdBK - Stress concentration factor at dBK

bszd, bsb, bt - Stress concentration factors

Kv - Influence factor of surface hardening

No

. Type

Positi

on

x

mm

Tensio

n-

pressu

re

bszddB

K

Bendi

ng

bsbdB

K

Torsi

on

btdBK

Tensio

n-

pressu

re

bszd

Bendi

ng

bsb

Torsio

n

bt

Tensio

n-

pressu

re

Kvzd

Bendi

ng

Kvb

Torsi

on

Kvt

1 Fillet

with

recess 24.8 - - - 2.62 2.38 1.68 1.00 1.00 1.00

2 Shaft 30.8 - - - 2.43 2.18 1.60 1.00 1.00 1.00

46

fillet

3 Shaft

fillet 135.8 - - - 1.99 1.85 1.38 1.00 1.00 1.00

4 Shaft

fillet 140.8 - - - 2.70 2.48 1.72 1.00 1.00 1.00

5 Shaft

fillet 221.8 - - - 2.32 2.18 1.53 1.00 1.00 1.00

6

Calculat

ion

results

for

point x

0.0 - - - 1.00 1.00 1.00 1.00 1.00 1.00

Ks, Kt - Total influence factor

szdWK, sbWK, ttWK - Cyclic fatigue strength of the notched part

K2F - Static bearing effect

No

. Type

Positi

on

x

mm

Tensio

n-

pressu

re

Ks

Bendi

ng

Ks

Torsi

on

Kt

Tensio

n-

pressu

re

szdWK

N/mm²

Bendi

ng

sbWK

N/mm

²

Torsio

ns

ttWK

N/mm²

Tensio

n-

pressu

re

K2Fzd

Bendi

ng

K2Fb

Torsi

on

K2Ft

1 Fillet

with

recess 24.8 2.65 2.79 1.97 103.94

123.4

2 104.98 1.00 1.20 1.20

2 Shaft

fillet 30.8 2.54 2.67 1.94 108.60

128.9

5 106.40 1.00 1.20 1.20

3 Shaft

fillet 135.8 2.10 2.31 1.70 131.34

148.7

8 121.16 1.00 1.20 1.20

4 Shaft

fillet 140.8 2.73 2.95 2.04 100.93

116.5

0 101.17 1.00 1.20 1.20

5 Shaft

fillet 221.8 2.34 2.58 1.82 117.50

133.3

2 113.76 1.00 1.20 1.20

6

Calculat

ion

results

for

point x

0.0 1.02 1.19 1.18 268.69 290.2

0 175.70 1.00 1.20 1.20

gF - Yield point rise

szdFK, sbFK, ttFK - Yield point of the part

No. Type Position

x

mm

Tension-

pressure

gFzd

Bending

gFb Torsion

gFt

Tension-

pressure

szdFK

N/mm²

Bending

sbFK

N/mm²

Torsion

ttFK

N/mm²

1 Fillet with

recess 24.8 1.15 1.10 1.00 557.68 640.12 335.98

2 Shaft fillet 30.8 1.10 1.10 1.00 533.44 640.12 335.98

3 Shaft fillet 135.8 1.10 1.10 1.00 533.44 640.12 335.98

4 Shaft fillet 140.8 1.15 1.10 1.00 557.68 640.12 335.98

5 Shaft fillet 221.8 1.10 1.10 1.00 533.44 640.12 335.98

6 Calculation

results for

point x 0.0 1.00 1.00 1.00 484.94 581.93 335.98

47

Static safety

No. Type Position

x

mm SF

In

Point1

SF1

in

Point2

SF2

1 Fillet with recess 24.8 241.88 - -

2 Shaft fillet 30.8 175.78 - -

3 Shaft fillet 135.8 44.47 - -

4 Shaft fillet 140.8 30.92 - -

5 Shaft fillet 221.8 168.68 - -

6 Calculation results for point x 0.0 10000.00 - -

y - Influence factor of the mean stress sensitivitz

smv, tmv - Comparative mean stress

No

. Type

Positio

n

x

mm

Tension

-

pressur

e

yzdsK

Bendin

g

ybsK

Torsio

n

ytK

smv

N/mm

²

tmv

N/mm

²

smv1

N/mm

²

tmv1

N/mm

²

smv2

N/mm

²

tmv2

N/mm

²

1 Fillet

with

recess 24.8 0.08 0.10 - 0.00 0.00 - - - -

2 Shaft

fillet 30.8 0.09 0.10 - 0.00 0.00 - - - -

3 Shaft

fillet 135.8 - 0.12 0.10 0.00 0.00 - - - -

4 Shaft

fillet 140.8 - 0.09 0.08 0.00 0.00 - - - -

5 Shaft

fillet 221.8 0.09 0.11 - 0.00 0.00 - - - -

6

Calculati

on

results

for point

x

0.0 - - - 0.00 0.00 - - - -

Alternating fatigue strength of the part (rated fatigue limit)

No

. Type

Positi

on

x

mm

Tensio

n-

pressu

re

szdADK

N/mm²

Bendi

ng

sbADK

N/mm

²

Torsi

on

ttADK

N/mm

²

Tensio

n-

pressu

re

in

Point1

szdADK

1

N/mm²

Bendi

ng

in

Point

1

sbADK

1

N/mm

²

Torsi

on

in

Point

1

ttADK1

N/mm

²

Tensio

n-

pressu

re

in

Point2

szdADK

2

N/mm²

Bendi

ng

in

Point

2

sbADK

2

N/mm

²

Torsi

on

in

Point

2

ttADK2

N/mm

²

1 Fillet

with

recess 24.8 103.94

123.4

2 - - - - - - -

2 Shaft

fillet 30.8 108.60

128.9

5 - - - - - - -

3 Shaft

fillet 135.8 -

148.7

8 121.1

6 - - - - - -

4 Shaft

fillet 140.8 -

116.5

0 101.1

7 - - - - - -

5 Shaft

fillet 221.8 117.50

133.3

2 - - - - - - -

48

6

Calculat

ion

results

for

point x

0.0 - - - - - - - - -

Dynamic safety

No. Type Position

x

mm SD

in

Point1

SD1

in

Point2

SD2


2 Shaft fillet 30.8 35.51 - -

3 Shaft fillet 135.8 13.72 - -

4 Shaft fillet 140.8 7.82 - -

5 Shaft fillet 221.8 35.67 - -


Safety against incipient crack

with hard surface

No. Type Position

x

mm SG

In

Point1

SG1

in

Point2

SG2


2 Shaft fillet 30.8 525.16 - -

3 Shaft fillet 135.8 116.22 - -

4 Shaft fillet 140.8 61.09 - -

5 Shaft fillet 221.8 503.99 - -


49

50

51

52

53

54

55

56

57

58

59

60

61

62

63

64

65

8.3 SCHEMA DE INCARCARE A ARBORELUI DE INTRARE


Tronsoanele cilindrice cu secţiune plină: 1 (cap de arbore STAS), 2 (suprafaţa de etanşare)

3 (suprafaţă filetată pentru piuliţa canelată pentru rulmenţi cu şaibă de siguranţă) 4 (tronson

montare rulment adoptat), 5 (tronson cu diametrul mai mic decât al rulmentului), 6 (tronson

montare rulment adoptat), 7 (tronson cu umăr de fixare axială), 8 (se consideră ca cilindriu cu

diametrul egal cu diametrul mediu al pinionului conic); dimensiunile tronsoanelor (diametrul şi

lungimea) se vor prelua din desenul de ansamblu.


Reazemul A: articulaţie spaţială (deplasările radiale în direcţiile Y, Z şi axială X, nule);

poziţionare în punctul determinat de intersecţia normalelor la căile de rulare cu axa arborelui,

cota a corespunde rulmentului ales.

Reazemul B: reazem simplu (deplasările radiale în direcţiile Y şi Z nule); poziţionare în

punctul determinat de intersecţia normalelor la căile de rulare cu axa arborelui, cota a

corespunde rulmentului ales.







Tronsonul 7: D7=60mm ; L7=17,21mm

Pentru arborele de intrare se adopta rulmenti radiali-axiali cu role conice 33111

66

8.4 SCHEMA DE INCARCARE A ARBORELUI DE IESIRE


Tronsoanele cilindrice cu secţiune plină: 1 (cap de arbore STAS), 2 (suprafaţa de etanşare,

3 (tronson montare rulment adoptat), 4 (tronson de trecere), 5 (tronson montare roată dinţată

cilindrică), 6 (tronson cu umăr de fixare axială a roţii), 7 (tronson cu umăr de fixare axială a

rulmentului) , 8 (tronson montare rulment adoptat); dimensiunile tronsoanelor (diametrul şi

lungimea) se vor prelua din desenul de ansamblu.


Reazemul A: reazem simplu (deplasările radiale în direcţiile Y şi Z nule); poziţionare în

punctul determinat de intersecţia normalelor la căile de rulare cu axa arborelui, cota B

corespunde rulmentului ales.

Reazemul B: articulaţie spaţială (deplasările radiale în direcţiile Y, Z şi axială X, nule);

poziţionare în punctul determinat de intersecţia normalelor la căile de rulare cu axa arborelui,

cota B corespunde rulmentului ales

67









Pentru arborele de iesire se adopta rulmenti radiali axiali cu bile 7215-B-JP

9. ALEGEREA ŞI VERIFICAREA MONTAJULUI CU

RULMENŢI AL ARBORELUI INTERMEDIAR

9.1 Date de intrare

a. Turaţia, n [rot/min] constantă; treptele de turaţie n1, n2, n3 … nn [rot/min].

b. Forţele din lagăre: =10358,001 =11557,527 =317,2362.

c. Valorile diametrelor fusurilor de montaj şi (eventual) ale carcaselor.

d. Durata de funcţionare, Lh =6000 [ ore ].

e. Mărimile jocurilor unghiulare, radiale şi axiale necesare; preciziile de execuţie şi

montaj.

f. Condiţii de funcţionare: tipul maşinii (utilajului) în care se integrează, temperatura şi

dilataţia termică, nivel de vibraţii şi zgomot, caracteristicile mediului în care funcționează.

g. Condiţii ecologice (utilizarea de materiale şi tehnologii eco, reciclarea materialelor,

protecţia vieţii).

9.2 Alegerea schemei de montaj si a rulmentilor

În funcţie de diametrul arborelui, din catalogul de rulmenţi se alege rulment

radial-axial cu role conice din seria a patra, respectiv 30212, având caracteristicile prezentate

în figurile de mai jos. În tabelul s-au făcut următoarele notaţii: d reprezintă diametrul interior

al rulmentului, D –

68

diametrul exterior al rulmentului, T – lăţimea rulmentului, Cr - sarcina radială de bază

dinamică, C0r - sarcina radială de bază statică.

a

Informatii despre rulmenti

9.3 Scheme de calcul a fortelor

Calculul forţelor axiale totale din lagăre

= 0,5

= 3499,324 N;

= 0,5

= 3904,569 N;

Stabilirea forţelor axiale totale din lagăre

= + = 13857.325 N

= + = 15462.096N

69

Verificarea rulmenţilor

Lagărul A:

= 0,03 < 0,4

Sarcina dinamică echivalentă:

=15640,579

9.4 Verificare si dimensionare

Durabilitatea rulmentului în milioane de rotaţii:

(

)

= 514,96 milione de rotatii

unde p = 3,33 pentru rulmenţi cu role.

Durata de funcţionare asigurată (Durabilitatea rulmentului în ore):

= 38000 ore de funcţionare > Lh = 6000 ore de funcţionare.

Rulmentul rezistă

10. ALEGEREA ŞI VERIFICAREA ASAMBLĂRII

PRIN PANĂ PARALELĂ DINTRE ROATA

CONICĂ ŞI ARBORELE INTERMEDIAR

Scop: adoptarea formei penei, a dimensiunilor secţiunii transversale şi a lungimii acesteia,

necesare pentru calcul şi întocmirea desenului de ansamblu al sistemului în care se integrează.

Dimensiunile penei şi ale canalelor din arbore şi butuc se adoptă în funcţie de valoarea

diametrului tronsonului arborelui pe care se montează, dA, din STAS 1004

Se adopta forma A si valorile tinand seama de diametrul arborelui intermediar (75 mm):

b : 20

h : 12

Ajustaj normal : Arbore N9 :

Butuc Js9 :

Pana :

70

Dimensionare şi verificare:

Relaţia de calcul a lungimii necesare [mm]:

=58mm; l= +b=78; l> (=70)=> lST =56 [mm] (2 pene)

Mt [Nmm] – momentul de torsiune transmis ;

b [mm] latimea penei;

d = dA [mm] – diametrul arborelui ;

ζas [MPa] – tensiunea admisibilă de strivire sau pa [MPa] – presiunea admisibilă de

neexpulzare a lubrifiantului ;

h [mm] – înălţimea penei;

Lb [mm] – lungimea butucului ;

lST [mm] – lungimea din standard;

11. ALEGEREA SISTEMULUI DE UNGERE

Din ecuaţia de echilibru termic,

Pi-Pe = Q sau Pi (1-ηR) = λSe(t-to)

în care, t0 este temperatura maximă a mediului ambiant în care funcţionează reductorul (uzual,

t0 = (18 … 25) oC); Pi [kW] – puterea la arborele de intrare al reductorului; ηR – randamerntul

reductorului; λ – factorul transmiterii căldurii de la carcasă la aer (λ = (8…12) W/m2 oC,

pentru o circulaţie slabă a aerului în zona reductorului); Se = 1,2…1,3 S [m2] – suprafaţa

exterioară a reductorului cu S suprafaţa teoretică (factorul 1,2 ia în considerare nervurile de

rigidizare şi ramele de asamblare; ta – temperatura de lucru admisibilă a uleiului (ta =

(60…70) oC); Pe - puterea la arborele de ieşire al reductorului; Q – căldura generată de

frecările din interior şi evacuată spre exterior.

71

Recomandări practice:

a. Pentru v ≤ 15 m/s se utilizează ungerea prin imersare (barbotare); adâncimea de imersare a

unei unei roţi în ulei (1..2)m < h < (6…8)m (m este modulul danturii) sau, uzual, 10 mm

≤ h < 1/3 din raza roţii. Distanţa de la roată la fundul băii de ulei (3…4)δ ≤ H < (5…7)δ

cu δ grosimea peretelui carcasei (uzual, δ = 7…8 mm). Roata conică trebuie să se afle în

ulei pe toată înăţimea din secţiunea

exterioară a dintelui.

b. Pentru 15 < v ≤ 20 m/s se utilizează ungerea cu circulaţie forţată a uleiului, prin

pulverizarea uleiului direct pe dinţii roţilor în zona de angrenare.

c. Pentru v > 20 m/s se utilizează ungerea prin pulverizare în zona plasată înainte de

angrenare.

Lubrifiantul folosit: 125 EP; vascozitatea cinematica:120

Alimentarea cu lubrifiant se poate face manual, semiautomat, automat [Roloff,

2008]

Alte metode :

72

12. ALEGEREA ŞI JUSTIFICAREA

DISPOZITIVELOR DE ETANŞARE

Etanşările fixe ale carcaselelor se asigură prin strângerea acestora fără ca între

suprafeţele plane de separaţie (prelucrate cu mare precizie privind planeitatea şi rugozitatea)

să se monteze garnituri de etanşare care ar modifica alezajele rulmenţilor prelucrate în

subansamblul carcasă; uneori, în cazul dimensiunilor mari, se pot folosi paste de etanşare.

Etanşările fixe între capac şi carcasă se fac cu garnituri inelare din carton presat sau din

material moale (Al sau Cu); în cazul lagărelor cu rulmenţi radial-axiali garnitura metalică are

şi rolul de reglare a jocului din rulmenţi.

Etanşările mobile la nivelul arborilor de intrare se asigură prin intermediul garniturilor din

pâslă, la viteze reduse, sau garnituri manşetă de rotaţie

73

MATERIALE PENTRU ELEMENTELE DE ETANȘARE

Pielea – are o bună capacitate de etanșare chiar pe suprafețele rugoase, având și capacitatea

de a absorbi și reține lubrifiantul; are o bună rezistență la uzare și coeficenți de frecare reduși

in contact cu materialele metalice; vitezele maxime (periferice și de translație) recomandate, 4

m/s; temperatura de lucru până la care funcționează normal esete 1000 C.

Pâsla – are capacități ridicate de reținere a lubrifianților și coeficienți de frecare reduși;

rezistență la uzare redusă.

Hârtia și cartonul – se folosesc la etanșări fixe, la presiuni scăzute și temperaturi până la 1000

C; înainte de montare se impregneză cu soluții de ulei și rășini.

Pluta – are coeficient de frecare mare și conductibilitate termică redusă; este impermeabilă

față de lichide la presiuni joase; este fragilă și nu se poate folosi repetat; ex. etanșarea

capacelor băilor de ulei.

Elastomeri – reprezentativ pentru această grupă este cauciucul sintetic; suportă deformări mari

fără a genera solicitări apreciabile și se adaptează ușor la formele suprafețelor metalice; există

rețete diverse cu rezistențe la tipul fluidului de etanșat (ulei, abur etc.).

Plastomeri – materiale sintetie termolpaste (la căldură devin plastice, iar la rece se solidifică);

coeficienți de frecare reduși.

Materiale metalice – plumbul moale (pentru medii acide), aluminiul moale (la presiuni

reduse), cuprul moale (la temperaturi ridicate), bronzul și alama (rezistență chimică ridicată),

fonta cenușie (eventual cu adaus de Si, pentru etanșarea pistoanelor motoarelor termice); se

folosesc sub formă de garnituri plate sau profilate, inele masive etc.

Etanșări cu contact fără elemente intermediare: a – pe suprafețe plane mari; b – pe suprafețe

plane reduse; c – pe suprafețe conice; d,e – pe linii circulare;

74

Etanșări cu contact fixe cu garnituri profilate

Etanșări cu contact de rotație cu inele de pâslă

75

Etanșări cu contact cu garnituri manșetă de rotație

Etanșări cu contact de translație cu cu inele O

Etanșări cu segmenți metalici

76

Etanșări fără contact

Etanșări fără contact cu labirinți

BIBLIOGRAFIE

1. Jula, A. ş.a. Organe de maşini, vol. I,II. Universitatea din Braşov, 1986, 1989.

2. Mogan, Gh. ş.a. Organe de maşini. Teorie-Proiectare-Aplicații, Ed Universității

Transilvania din Braşov, 2012 (format electronic).

3. Moldovean, Gh. ş.a. Angrenaje cilindrice şi conice. Calcul şi construcţie. Ed. LuxLibris,

Braşov, 2001.

4. Moldovean, Gh. ş.a. Angrenaje cilindrice şi conice. Metodici de proiectare. Ed. LuxLibris,

Braşov, 2002.

5. Rădulescu, C. Organe de maşini, vol. I, II, III. Universitatea Transilvania din Braşov,

1985.

6. *** Culegere de norme şi extrase din standarde pentru proiectarea elementelor componente

ale maşinilor, vol. I. şi II. Universitatea din Braşov, 1984.

77

DESENE

Desen ansamblu

78

79

Desene de executie

Arbore de intrare

80

Arbore intermdediar

Date post:	29-Dec-2015
Category:	Documents
Upload:	cecilchiftica
View:	43 times
Download:	0 times

Memoriu Tehnic FINAL Alin

Documents