Proiect Om 2 Mihai Dumitru

8/3/2019 Proiect Om 2 Mihai Dumitru

http://slidepdf.com/reader/full/proiect-om-2-mihai-dumitru 1/44

1.Tema proiectului

Să se proiecteze o transmisie de uz general compusă din:

- motor asincron cu rotor în scurt circuit

- transmisie prin curele trapezoidale

- reductor cu doua trepte (o treaptă conică cu dantura

dreaptă şi cealaltă cilindrică cu dantura înclinată)

- cuplaj cu bolturi

având urmatoarele date de proiectare:

Putere la ieşire : Pe= 9 [kw]=9000[w]

Turatia la iesire : ne= 570 [rot/min]

Raportul de transmitere al reductorului: ig=6,2

Timpul de functionare: T=4,6·104 ore

Schema generala a transmisiei

1

2

45 6

8

1

3 7



1 – motor

2 – transmisie prin curele

3 – angrenaj conic

4 – angrenaj cilindric

5 – arbori(aI, aII, aIII)

6 – cuplaj elastic cu bolturi

7 – lagare cu rulmenti8 – carcasa

2.Alegerea motoruluiPuterea la intrare:

g

e

i

P P

η =

e

LC RC TK TC g η η η η η η ⋅⋅⋅⋅=

ηg – randamentul total al transmisiei

ηTC=0,90…0,96 - randamentul transmisiei prin cureleηRK =0,96…0,99 - randamentul angrenajului cu roti conice

ηRC=0,96…0,99 - randamentul angrenajului cu roti cilindrice

ηL=0,985…0,995 -randamentul lagarelor cu rulmenti

ηC=0,97…0,98 -randamentul cuplajului

e=3 - numarul de perechi de rulmenti

ηg=0,85

Pi=10,58 kwni=ne·ig=3534 rot/min

Din STAS 2755-74 alegem motorul 160M

Pi=11 kw

ni=3600 rot/min

nereal=3456 rot/min

2



Distributia rapoartelor de transmisie

iTC=1,25

iRK =2

iRC=2,5

3.Calculul transmisiei prin curele

Se utilizeaza o transmisie prin curele trapezoidale inguste.

• Puterea de calcul la arborele conducator

Pi=11 kw

• Turatia rotii conducatoare

ni=3456 rot/min

• Turatia rotii coduse

TC i

nn 1

2 =

n2=2765 rot/min

• Regimul de functionare al transmisiei

8-16 ore/zi

• Raportul de transmitere

iTC=1,25

• Tipul curelei

Se alege o curea trapezoidala ingusta de tip SPZ

3



• Diametrul primitiv al rotii mici

Se alege constructiv, in functie de tipul curelei, respectandu-se

STAS 1162-67.

D p1=80 mm

• Diametrul primitiv al rotii mari

D p2=iTC·D p1

D p2=100 mm

• Media diametrelor primitive

2

21 p p

pm

D D D

+

=

D pm=90 mm

• Dimetrul primitiv al rolei de intindere

D p0=(1…1,5) ·D p1=80 mm

• Distanta dintre axe preliminara

0,7(D p1+D p2)≤A≤2·(D p1+D p2)

A=360 mm

• Unghiurile dintre ramurile curelei

A

D D p p 1257

−

=γ

γ=3,160

• Unghiul de infasurare pe roata mica

β1=1800-γ=176,840

• Unghiul de infasurare pe roata mare

4



β2=1800+γ=183,160

• Lungimea primitiva a curelei

( ) A

D D D A L

p p

pm p ⋅

−+⋅+⋅=

42

2

12π =1002,8 mm

L p=1000 mm

• Distanta dintre axe recalculata

q p p A −+=

2

p=0,25 ·L p-0,393 ·(D p1+D p2)=179,26 mm

q=0,125(D p2-D p1)2=50 mm

A=358,38 mm

• Viteza periferica a curelei

60000

11 n DV

p ⋅⋅=π

V=14,47m/s

• Coeficientul de functionare

Cf =1,1

• Coeficientul de lungime

CL=0,84

• Coeficientul de infasurare

Cβ=0,99

• Puterea nominala transmisa de o curea

5



P0=3,43 kw

• Numarul de curele

0

0 P C C

P C Z L

c f

⋅⋅

⋅

=

β

=4,24

z C

Z Z 0

= Cz=0,9

z=4,71 => z=5 curele

• Frecventa incovoierilor curelelor

p L

V u f

310⋅⋅=

f=28,94 Hz

• Forta periferica transmisa

V

P F c⋅

=310

F=760 N

•Forta de intindere a curelei

F0=1,5 ·F=1140 N

6



4.Calculul de rezistenta al angrenajului conic

• Incarcare constanta

ω

η η LTC it

P M

⋅⋅=

30

1n⋅=π

ω

ω=289,4 rad/s

Mt=36282 N·mm

Nf=60·n1·a·T

Nf=1526280·104


iRK =2

• Raportul numerelor de dinti

u=iRK =2

• Unghiul dintre axe

Σ=900

• Turatiile rotilor

n1=2765 rot/min

RK i

nn 12 =

n2=1382,5 rot/min

• Unghiul de inclinare median al danturii

βm=00

• Material si tratament termic

7



Se alege pentru : - pinion – OLC15 – cementare si calire

- roata – OLC45 - imbunatatire

• Rezistentele limita la pitting si incovoiere

σHlimp=1500 MPa

σHlimr =600 MPa

σFlimp=500 MPa

σFlimr =150 MPa

• Duritatile flancurilor pinionului si rotii

- pinion : HB1=700 HV- roata : HB2=185 HV

• Factorii de siguranta pentru pitting si incovoiere

SH=1,5 mm

SF=2 mm

• Precizia de executie

Clasa de precizie 7-8.

• Numarul de cicluri redus

NHred= NFred= NH= NF=1526280·104

• Moment de torsiune transmis

Mt=36282 N·mm

• Factorul dinamic exterior

K i=1,25

• Factorul numarului de cicluri de functionare

K FN=K HN=1

• Factorul duritatii flancurilor

8



Zw=1

• Factorul de material

ZM=271 MPa

• Coeficientul latimii danturii

ΨRm=0,3

• Factorul de distributie longitudinala a sarcinii

K Hβ= K Fβ=1,35

• Factorul punctului de rostogolire

ZHV=1,77

• Factorul dinamic intern

K v=1,15

• Factorul de forma dintelui

YF=2,25

• Factorul lungimii de contact pentru dantura inclinata

Zεv=1

•

Factorul rugozitatii flancurilor

ZR =1

• Factorul de repartitie frontala a sarcinii

K α=1

• Factorul dimensional

9



YFx=1

• Factorul de tensiune de la baza dintelui

Ys=1

• Diametrul minim necesar al pinionului

3

1

2

2

lim

1

sin4

min u Z Z K

Z Z Z

S

K K K M d

w R HN

v HvM

H

H Rm

H vit

m

δ

σ ψ

ε β ⋅

⋅⋅⋅⋅

⋅

⋅

⋅⋅⋅⋅≥

1

1

sin 21

+=

uδ

sinδ1=0,447

dm1min≥37,2 mm

• Diametrul de divizare al pinionului pe conul frontal exterior

d1=dm1(1+0,5·ΨRm)=42,78 mm

d1=60 mm

d2=d1·u=120 mm

• Factorul de inclinare

Yβ=1

• Modulul minim necesar

Fx s FN

F

F m Rm

F F vit

nm

Y Y K S

d

Y K Y K K K M m

⋅⋅⋅⋅⋅

⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅

=

lim2

1

1sin4

σ ψ

δ β α ε β

mnm=2,73 mm

• Modulul frontal mediu

10



m

nmtm

mm

β cos=

mtm=2,73

• Modulul frontal sau mediu pe conul frontal exterior

mt=mtm(1+0,5·ΨRm)=3,16 mm

mn=mt·cosβ=3,16mm

Conform STAS 822-62 :

mn=3,5 mm

• Numarul maxim de dinti ai pinionului

t m

d z 1

1max =

z1max=17,14 dinti

•

Numarul de dinti ai pinionului

z1=17 dinti

• Numarul de dinti al rotii

z2=u·z1=35 dinti

• Abaterea de la raportul de transmitere

Δ=2,94

• Latimea danturii

b=40 mm

5 .Calculul de rezistenta al angrenajului

cilindric cu dinti inclinati

• Puterea nominala de transmis

11



RK LTC c P P η η η ⋅⋅⋅= 2

P=10,03 kw

• Turatia arborelui motor

n1=1382,5 rot/min

ω1=144,7 rad/s


iRC=2,5

• Durata de functionare a angrenajului

8-16 ore/zi

• Conditii de functionare ale angrenajului

- sursa de putere – motor electric

- masina antrenata – strung

- caracterul sarcinii – constanta- marimea socurilor si durata lor – medii

- temperatura mediului ambiant – 200C

• Constructia angrenajului

Constructie inchisa

• Date constructive

Fara limite constructive

• Viteza periferica preliminara a pinionului

42

1108,0i

P nV tip ⋅⋅=

12



Vtip=38 m/s

• Clasa de precizie

Clasa de precizie 7-8

• Materialul si tratamentul termic

Se alege pentru : - pinion – OLC15 – cementare si calire

- roata – OLC45 - imbunatatire

• Lubrifiantul

TIN 55EP

• Tensiunile limita tentru solicitarea de contact, respectiv incovoiere

σHlimp=1500 MPa

σHlimr =600 MPa

σFlimp=500 MPa

σFlimr =150 MPa

• Numarul echivalent de cicluri

NHred=NFred=60·n1·a·T

NHred=NFred=763140·104 cicluri

• Tensiuni admisibile

H

w R HN H HpS

Z Z K ⋅⋅⋅= lim

σ σ

H

w R HN F Fp

S

Z Z K ⋅⋅⋅= limσ

σ

-pinion σHp=1000 MPa

σFp=250 MPa

-roata σHp=100 MPa

σFp=75 MPa

• Unghiul de inclinare al dintelui pe cercul de divizare

13



β=150

• Distanta minima necesara intre axe

( ) 3

2

lim21

⋅⋅⋅

⋅⋅⋅⋅⋅

⋅⋅⋅⋅+≥

w R HN H

H cM H

a

H vit

Z Z K

S Z Z Z

u

K K K M ua

σ ψ

β

ω

P M t =

Mt=69316 N/mm

a=77,23 mm

Din STAS 822-82 =>

a=80 mm

• Modulul normal necesar

s Fx FN

F

F a

F F vit

n

Y Y K S

a

Y Y K K K K uM m

⋅⋅⋅⋅⋅

⋅⋅⋅⋅⋅⋅+⋅≥

lim2

)1(

σ ψ

β β α

mn≥0,92 mm

mn=1 mm

• Numarul de dinti

)1(

cos)(2max1

+

−⋅=

um

ma z

n

n β

z1max=43,6

z1=30

z2=73


i=2,51

• Numerele echivalente de dinti

14



β 3

11

cos

z z n =

zn1=33

zn2=83

• Modulul normal al danturii

21

cos2

z z

amn +

⋅⋅=

β

mn=1,5 mm

Conform STAS 822-62 :

mn=1,5 mm

• Dinstanta de referinta dintre axe

( )

β cos2

21

⋅+⋅

=z z m

a nd

ad=79,68 mm

• Unghiul real de angrenare frontal

= t

d

wt a

a0cosarccos α α

β

α α

cos0

0n

t

tg arctg =

α0n=200

α0t=20,650

αwt=21,250

• Deplasarile specifice de profil

( )n

t wt

tg

invinv z z x x

0

0

12122 α

α α

⋅−

+=+

invαwt=0,018

invα0t=0,016

15



x2+x1=0,28

x1=0,14

x2=0,14

• Vitezele periferice ale pinionului, respectiv ale rotii conduse

2

11

160000

t w

t V nd

V =⋅⋅

=π

6.Calc ulul elementelor geometrice

principale ale angrenajelor concurente

conice cu dantura dreapta

• Unghiul dintre axe

Σ=900

• Numerele de dinti ale rotilor

z1=17

z2=35

•Modulul exterior

16



mn=2,5 mm

• Unghiul de referinta normal al profilului

α0=200

• Coeficientul capului de referinta al dintelui

1*

0 =ah

• Coeficientul jocului de referinta

25,0*

0 =C

• Deplasarile specifice radiale ale profilelor

xr1=0,37

xr2=-0,37

• Deplasarile specifice tangentiale ale profilelor

xt1=0,03

xt2=-0,03

• Tipul jocului la picior

Constant


b=40 mm


1

2

z

z u =

u=2,05

•

Semiunghiurile conurilor de divizare ( rostogolire )

17



2

1

1 z

z arctg =δ δ1=260

δ2=640

•

Diametrele de divizare ( la exterior )

d1=m· z1=60 mm

d2=m · z2=123 mm

• Lungimea exterioara a generatoarei conului de divizare

( rostogolire )

1

1

sin2 δ ⋅=

d R

R=68,43 mm

• Lungimea mediana a generatoarei conului de divizare ( rostogolire )

2

b R Rm −= R m=48,43 mm

• Inaltimea capului de divizare al dintelui la cele doua roti ( la

exterior )

( 1

*

01 r aa xhmh +⋅=

( )2

*

02 r aa xhmh −⋅=

ha1=4,8 mm

ha2=4,8 mm

• Inaltimea piciorului de divizare al dintelui la cele doua roti ( la

exterior )

( )1

*

0

*

01 r a f xC hmh −+⋅=

( )2

*

0

*

02 r a f xC hmh ++⋅=

hf1=3,08 mm

hf2=3,08 mm

• Inaltimea dintelui ( la exterior )

18

1

22

z

z arctg =δ



( *

0

*

02 C hmh a +⋅⋅=

h=7,88 mm

• Diametrele cercurilor de cap ( la exterior )

da1=d1+2 ·ha1 ·cosδ1

da2=d1+2 ·ha2 ·cosδ2

da1=68,62 mm

da2=127,2 mm

• Diametrele cercurilor de picior ( la exterior )

df1=d1-2 ·hf1 ·cosδ1

df2=d1-2 ·hf2 ·cosδ2

df1=54,46 mm

df2=120,29 mm

• Unghiul capului dintelui la cele doua roti

θa1= θa2=00

• Unghiul capului dintelui la cele doua roti

θf1= θf2=00

• Semiunghiurile conurilor de cap

δa1= δ1=260

δa2= δ2=640

• Semiunghiurile conurilor de picior

δf1= δ1=260

δf2= δ2=640

• Lungimile exterioare ale generatoarelor de cap

R a1= R a2=R=68,43 mm

• Lungimile exterioare ale generatoarelor de picior

19



R f1= R f2=R=68,43 mm

• Inaltimile exterioare ale conurilor de cap

Ha1=R a1 ·cosδa1

Ha2=R a2 ·cosδa2

Ha1=61,5 mm

Ha2=30 mm

• Distanta de cap

La1=10 mmLa2=10 mm

• Distanta de asezare ( montaj )

L1=Ha1+La1

L2=Ha2+La2

L1=71,5 mm

L2=40 mm

• Diametrele de divizare ale rotilor cilindrice inlocuitoare

1

11

cosδ

d d v =

2

2

2cosδ

d

d v =

dv1=66,75 mm

dv2=280,58 mm

• Diametrele de cap ale rotilor cilindrice inlocuitoare

dav1=dv1+2·ha1

dav2=dv2+2·ha2

20



dav1=76,35 mm

dav2=290,18 mm

• Numerele de dinti ale rotilor inlocuitoare ( la exterior )

1

11

cosδ

z z v =

2

22

cosδ

z z v =

zv1=19 mm

zv2=80 mm

• Diametrele cercurilor de baza ale rotilor cilindrice inlocuitoare(la

exterior)

d bv1=dv1·codα0

d bv2=dv2·codα0

d bv1=62,72 mm

d bv2=263,65 mm

• Distanta dintre axe a angrenajului cilindric inlocuitor( exterior )

2

21 vvv

d d a

+=

av=173,66 mm

• Gradul de acoperire al angrenajului inlocuitor

0

0

2

2

2

2

2

1

2

1

cos

sin2222

α π

α

ε ⋅⋅

⋅−

−

+

−

=m

ad d d d

vbvavbvav

ε=1,19

• Arcul de divizare al dintelui

21



+⋅⋅+⋅= 1011 22

t r xtg xmS α π

S1=6,545

S2=π·m-S1

S2=4,445

7.Calculul elementelor geometrice ale

angrenajului cilindric cu dinti inclinati


i=2,5


u=2,46

• Modulul normal

mn=1,5 mm

• Modulul frontal

β cos

nt

mm =

mt=1,55 mm

• Unghiul de inclinare de divizare al danturii

β=150

• Cremaliera de referinta

22



25,0

25,1

1

20

*

0

*

0

*

0

0

0

=

=

=

=

C

h

h

f

a

nα

• Diametrul de divizare

β cos

11

z md n ⋅

=

β cos

22

z md n ⋅

=

d1=47 mm

d2=114 mm

• Distanta de referinta dintre axe

β cos2

12

⋅

+=

d d ad

ad=84,12 mm

•Unghiul de divizare frontal

α0t=20,650

• Unghiul de angrenare frontal

αwt=21,250

• Distanta dintre axe

wt

t d aa

α

α

cos

cos 0⋅=

a=84,45 mm

• Coeficientii deplasarilor de profil

x1=0,14

x2=0,14

23



• Coeficientul scurtarii capului dintelui

n

d

hhm

aa x xk k

−−+== 21

*

2

*

1

06,0*

2

*

1 == hh k k

• Diametrul de cap

( )*

11

*

1011 2 hana k xhmd d −+⋅+=

( *

22

*

2022 2 hana k xhmd d ++⋅+=

da1=50,24 mm

da2=117,24 mm

• Diametrul de picior

( )1

*

111 2 xhmd d of n f −⋅−=

( )2

*

222 2 xhmd d of n f −⋅−=

df1=43,67 mm

df2=110,67 mm

• Diametrul de rostogolire

wt

t w d d

α

α

cos

cos 0

11 ⋅=

wt

t w d d

α

α

cos

cos 022 ⋅=

dw1=47,18 mm

dw2=114,45 mm

• Coeficientul axial, diametral sau modular al latimii danturii

Ψa=0,4

Ψd=0,7

Ψm=16


b= Ψa·a=34 mm

24



• Pasul pe cercul de divizare

p=π·mt=4,867 mm

• Pasul pe cercul de baza

P b=π·mn·cosα0n

P b=4,42 mm

•Diametrul de baza

d b1=d1·cosα0t

d b2=d2·cosα0t

d b1=43,98 mm

d b2=106,67 mm

• Arcul frontal de divizare al dintelui

⋅⋅+⋅= t t tg xmS 011 22

α π

⋅⋅+⋅= t t tg xmS 022 22

α π

St1=2,59

St2=2,26

• Unghiul de inclinare pe diametrul de baza

sinβ b=sinβ·cosα0n

β b=14,070

• Unghiul de presiune frontal pe cilindrul de diametrul dw1

αwt=21,250

25



• Numarul echivalent de dinti

β 3

11

cos

z z n =

β 3

22

cos

z z

n=

zn1=34

zn2=81

• Numarul minim de dinti

( )t

x z 0

21

1minsin

cos12α

β −⋅=

( )

t

x z

0

2

22min

sin

cos12

α

β −⋅=

zmin1=14

zmin2=18

• Coeficientul deplasarii minime de profil

β

α

cos2

sin1 0

2

11min

t z x −=

β

α

cos2

sin1 0

2

22min

t z x −=

xmin1=-0,93

xmin2=-3,7

• Gradul de acoperire al profilului

εα=ε1+ε2-εa=1,25

t t

ba

m

d d

0

2

1

2

1

1cos2 α π

ε ⋅⋅⋅−

= =2,63

t t

ba

md d

0

2

2

2

2

2cos2 α π

ε ⋅⋅⋅−= =5,34

26



t t

wt a

m

a

0cos2

sin2

α π

α ε

⋅⋅⋅⋅⋅

= =6,72

• Gradul de acoperire datorita inclinarii dintilor

nm

b

⋅⋅

=π

β ε β

sin

εβ=1,86

• Gradul de acoperire total

β α ε ε ε += y

εy=3,11

8. Predimensionarea arborilor

Pentru arbori, in functie de solicitari, se utilizeaza otelurile carbon

obisnuite, iar pentru arborii mari, otelurile de imbunatatire sau aliate.

Pentru arbori scurti si solicitari mici se utilizeaza OL 50.

Arborele aI

27



• Calculul diametrului primitiv

31

16

at

t p

M d

σ π ⋅⋅

≥

Mt=30410 N·mm

σat=20 MPa

d p1=20 mm

• Stabilirea lungimilor nominale :

lungimea butucului pentru roata de curea

l1=(1,2…2)d p1=40 mm

lungimea tronsoanelor care separa organe aflate in miscare

relativa in afara carcasei

l2=20 mm

lungimea tronsonului pe care se face etansarea

l3=0,8· d p1=16 mm

lungimea fusurilor la lagarele cu rulmenti

l4=l6=0,8· d p1=16 mm

lungimea tronsonului dintre rulmenti

l5=1,5·l4=25 mm

lungimea tronsonului care separa organe aflate in miscare in

interiorul carcasei

l7=10mm

lungimea butucului pentru roata conica

l8=(1,2…2)d p1=40 mm

28



lungimea tronsoanelor din diagrama

a=65 mm

b=41 mmc=38 mm

lungimea totala a arborelui

l=183 mm

• Calculul fortelor care apar in arbore

F0=1140 NF=760 N

==

1

1

2

m

t tk

d

M F 1433 N

dm1=d1-b·sinδ1

dm1=42,46 mm

Frk1=Ftk1·tgα0·cosδ1=469 NFak1=Ftk1·tgα0·sinδ1=229 N

• Calculul momentelor

2

11

mak a

d F M ⋅=

Ma=4862 N ·mm

V: VB+VC-F-Ftk1=0

ΣMB=0 F ·a+VC ·b- Ftk1 ·(b+c)=0

b

a F cb F V tk

C

⋅−+⋅=

)(1

VC=1556 N

ΣMC=0 F(a+b)-VB·b- Ftk1 ·c=0

29



b

c F ba F V tk

B

⋅−+⋅= 1)(

VB=637 N

I x1∈ (0,65) M(x1)=-F·x1

M(0)=0

M(65)=-49400 N·mm

IIx2∈ (0,41) M(x2)=-F(a+x2)+VB·x2

M(0)=-49400 N·mm

M(41)=-54454 N·mm

IIIx3∈ (0,38) M(x3)=-Ftk1·x3

M(0)=0

M(38)=-54454 N·mm

H: HB+HC-F0-Frk1=0

ΣMB=0 F0·a+HC·b-Frk1·(b+c)-Ma=0

b

a F M cb F H ark

C

⋅−++⋅= 01 )(

HC=-785 N

ΣMC=0 F0·(a+b)-HB·b-Frk1·c-Ma=0

b

M c F ba F H ark

B

−⋅−+⋅= 10 )(

HB=2394 N

I x1∈ (0,65) M(x1)=-F0·x1

M(0)=0

M(65)=-74100N·mm

IIx2∈ (0,41) M(x2)=-F0(a+x2)+HB·x2

30



M(0)=-74100 N·mm

M(41)=-22868 N·mm

IIIx3∈ (0,38) M(x3)=-Frk1·x3-Ma

M(0)=-4862

M(38)=-22686 N·mm

( ) ( ) 22

iH iV rez M M M +=

MArez=0

MBrez=89057 N·mm

MCrez=59058 N·mmMDrez=4862 N·mm

( ) ( ) 22

t rez echiv M M M α +=

MAechiv=20375 N·mm

MBechiv=91358 N·mm

MCechiv=62474 N·mm

MDechiv=20947 N·mm

332

at

echivechiv

M d

σ π ⋅⋅= σat=55 MPa

dAechiv=15,57 mm

dBechiv=25,67 mm

dCechiv=22,62 mm

dDechiv=15,71 mm

Arborele aII

• Calculul diametrului primitiv

32

16

at

t p

M d

σ π ⋅⋅

≥

Mt=36282 N·mm

σat=20 MPa

31



d p1=21 mm

• Stabilirea lungimilor nominale

lungimea fusurilor la lagarele de rulmenti

l1=l7=20 mm

lungimea tronsoanelor care separa organe de masini aflate in

miscare relativa in carcasa

l2=l6=10 mm

lungimea tronsonului pentru roata conica

l3=40 mm

lungimea tronsonului dintre roti

l4=20 mm

lungimea butucului pentru roata cilindrica

l5=34 mm


a=40 mm

b=57 mm

c=37 mm


l=154 mm

• Calculul fortelor care apar in arbore

==1

22

2

m

t tk

d

M F 834 N

dm2=d2-b·sinδ2dm2=87 mm

32



Frk2=Ftk2·tgα0·cosδ2=133 N

Fak2=Ftk2·tgα0·sinδ2=273 N

N d M F

w

t tc 16622

1

21 ==

Frc1=Ftc1·tgα0=605 N

Fac1=Ftc1·tgβ= 445 N


2

)( 222

mak ak a

d F F M ⋅= =11876 N

2)( 1

11w

acaca

d F F M ⋅= =25465 N

V: VA-VD-Ftk2+Ftc1=0

ΣMA=0 -Ftk2·a+Ftc1·(a+b)-VD·(a+b+c)=0

cba

a F ba F V tk tc

D++

⋅−+⋅=

21 )(

VD=888 N

ΣMD=0 -VA·(a+b+c)+Ftk2·(b+c)-Ftc1·c=0

cba

c F cb F V tctk

A++

⋅−+=

12 )(

VA=60 N

I x1∈ (0,40) M(x1)=VA·x1

M(0)=0

M(40)=2400 N·mm

IIx2∈ (0,57) M(x2)=VA(a+x2)-Ftk2·x2

M(0)=2400 N·mm

M(57)=-41718 N·mm

33



IIIx3∈ (0,47) M(x3)=-VD·x3

M(0)=0

M(47)=-41718 N·mm

H: HA-Frk2+Frc1-HD=0

ΣMA=0 -Frk2·a+Ma(Fak2)+Frc1 · (a+b)-Ma(Fac1)-HD ·(a+b+c)=0

cba

F M ba F F M a F H acarcak ark

D++

−+++⋅=

)()()( 1122

HD=350 N

ΣMD=0 -HA·(a+b+c)+ Ma(Fak2)+ Frk2·(b+c)- Frc1 ·c- Ma(Fac1)=0

cba

F M c F cb F F M H acarcrk ak a

A++

−⋅−++=

)()()( 1122

HA=-196 N

I x1∈ (0,40) M(x1)=HA·x1

M(0)=0

M(40)=-7840 N·mm

IIx2∈ (0,57) M(x2)=HA(a+x2)-Ftk2·x2-Ma(Fak2)

M(0)=-19716 N·mm

M(57)= -78426 N·mm

IIIx3∈ (0,47) M(x3)=-HD·x3

M(0)=0

M(47)=-16450 N·mm

( ) ( ) 22

iH iV rez M M M +=

MArez=0 N·mm

MBrez1=8199 N·mm

MBrez2=19862 N·mmMCrez1= 88831N·mm

34



MCrez2= 44844 N·mm

MDrez=0 N·mm

( ) ( ) 22


MAechiv=7687 N·mm

MBechiv1= 11239 N·mm

MBechiv2=21298 N·mm

MCechiv1=89163 N·mm


MDechiv=7687 N·mm

332

at

echivechiv

M d

σ π ⋅

⋅= σat=55 MPa

dAechiv= 11,25 mm

dBechiv1=12,77 mm

dBechiv2=15,8 mm

dCechiv1=25,46 mm

dCechiv2=20,35 mm

dDechiv=11,25 mm

Arborele aIII

• Calculul diametrului primitive

32

16

at

t p

M d

σ π ⋅⋅

≥

Mt=69316 N·mm

σat=20 MPa

d p1=26 mm

• Stabilirea lungimilor nominale

lungimea fusurilor la lagarele cu rulmenti

l1=l6=22 mm

35



lungimea tronsoanelor care separa organe aflate in miscare

relative in carcasa

l2=10 mm

lungimea butucului pentru roata

l3=34 mm

lungimea tronsonului liber

l4+l5=70 mm

lungimea tronsonului pe care se face etansarea

l7=0,8·d p1=21 mm

lungimea tronsonului care separa organe aflate in miscare in

exteriorul carcasei

l8=20 mm

lungimea butucului pentru cupla

l9=(1,2…2)d p1=32 mm


a=38 mm

b=98 mm

c=84 mm


l=231 mm

• Calculul fortelor ce apar in arbore

N d

M F

w

t tc 1211

2

2

32 ==

dw2=114,45 mm

36



Frc2=Ftc2·tgα0= 441 N

Fac2=Ftc2·tgβ= 324 N


2)( 2

22w

acaca

d F F M ⋅= =18541 N

V: VB-Ftc2+VD=0

ΣMB=0 - Ftc2·b+VD(a+b)=0

ba

b F V tc D

+

⋅

= 2

VD=873 N

ΣMD=0 Ftc2·a-VB (a+b)=0

ba

a F V tc

B+

⋅=

2

VB=338 N

I x1∈ (0,98) M(x1)=VB·x1

M(0)=0

M(98)=33124 N·mm

IIx2∈ (0,38) M(x2)= VD·x2

M(0)=0 N·mmM(38)=33174 N·mm

H: HB-Ftc2+HD=0

ΣMB=0 - Ftc2·b-Ma(Fac2)+HD(a+b)=0

ba

F M b F H acatc

D+

+⋅=

)( 22

HD=1009 N

37



ΣMD=0 Ftc2·a-HB (a+b)-Ma(Fac2)=0

ba

F M a F H acatc

B+

−⋅=

)( 22

HB=202 N

I x1∈ (0,98) M(x1)=HB·x1

M(0)=0

M(98)=199576 N·mm

IIx2∈ (0,38) M(x2)= HD·x2

M(0)=0 N·mm

M(38)=38342 N·mm

( ) ( ) 22

iH iV rez M M M +=

MArez=0 N·mm

MBrez=0 N·mm

MCrez1=202306 N·mm

MCrez2=50669 N·mmMDrez=0 N·mm

( ) ( ) 22


MAechiv=46442 N·mm

MBechiv= 46442 N·mm


MCechiv2= 68733N·mm

MDechiv=46442 N·mm

332

at

echivechiv

M d

σ π ⋅⋅

= σat=55 MPa

dAechiv=20,49 mm

dBechiv=20,49 mm

dCechiv1= 33,75 mm

dCechiv2=23,35 mm

dDechiv=20,49 mm

38



9. Proiectarea formei constructive a

arborilor

Arborele aI

d p1=20 mm

d1=d p+0,1·d p=22 mm

d2=d1+6=26 mm

d3=d2+2=28 mm

d4>d3 => d4=30 mm

d5=d4+6=36 mm

d6=30 mm

d7=28 mm

d8=26 mm

l1=(1,2…2)d p1=40 mm

l2=20 mm

l3=0,8· d p1=16 mm

l4=l6=0,8· d p1=30 mm

l5=1,5·l4=25 mm

l7=10mm

l8=(1,2…2)d p1=40 mm

Arborele aII

39



d p1=21 mm

d1=30 mm

d2=d1+6=36 mm

d3=d2+5=41 mm

d4=d3+6=47 mmd5=41 mm

d6=36 mm

d7=30 mm

l1=l7=25 mm

l2=l6=10 mm

l3=40 mm

l4=20 mm

l5=34 mm

Arborele aIII

d p1=26 mm

d1=30 mm

d2=d1+6=36 mm

d3=d2+5=41 mm

d4=d3+6=47 mm

d5=36 mm

d6=30 mm

d7= d8= d9=28 mm

l1=l6=25 mm

l2=10 mm

l3=34 mm

l4+l5=70 mm

l7=0,8·d p1=21 mml8=20 mm

l9=(1,2…2)d p1=32 mm

40



10. Alegerea penelorArborele aI

d1=22 mm d8=26 mm

h=7 mm h=7 mm

b=8 mm b=8 mm

as

t

hd

M l

σ ⋅⋅⋅

=4

l1=8 mm l2=7 mm

lr1=l1+b=16 mm lr2=l2+b=15 mm

Arborele aII

d1=41 mm d8=41 mm

h=8 mm h=8 mm

b=12 mm b=12 mm

l1=5 mm l2=5 mm

lr1=l1+b=17 mm lr2=l2+b=17 mm

Arborele aIII

41



d1=41 mm

h=8 mm

b=12 mm

l1=6 mmlr1=l1+b=18 mm

11.Alegerea rulmentilor

Rulmentii se aleg in functie de diametrul tronsonului de pe arbore

pe care se monteaza si de incarcarile de pe arbore:

1. Pentru fiecare punct de sprijn se calculeaza forta radicala

22 V H F r +=

2. Se calculezar

a

F

F in locurile unde sunt forte axiale

r

a

F

F <e

3. Se calculeaza sarcina dinamica reala

P=V·X·Fr +Y·Fa

Conform metodologiei din Atlas reductoare :

V=1, X=1, Y=0

P=Fa

4. Se calculeaza capacitatea rulmentului

42



p L P C

1

10⋅=

p=3

L10=4,6·104 ore

5. Din catalogul de rulmenti se alege rulmentul Radial cu bile cu

capacitatea dinamica de baza Cr .

Arborele aI

In punctul B

d=30mm

D=72 mm

T=28,75 mm

Simbol 32306

In punctul C

d=30mm

D=72 mm

T=28,75 mm

Simbol 32306

Arborele aII

In punctul A

d=30mmD=90 mm

B=23 mm

Simbol 6406

In punctul D

d=30mm

D=90 mmB=23 mm

43



Simbol 6406

Arborele aIII

In punctul B

d=30mmD=90 mm

B=23 mm

Simbol 6406

In punctul D

d=30mm

D=90 mm

B=23 mmSimbol 6406

Date post:	06-Apr-2018
Category:	Documents
Upload:	albu-florin
View:	241 times
Download:	0 times

Proiect Om 2 Mihai Dumitru

Documents