TEMA DE PROIECT

I. Calculul surubuluiunui cric cu parghii cu o piulita pentru o sarcina Q daN

1.Schema structural si de solicitare

2.Calculul surubuluiElementul de calcul. Relatia de calcul. Recomandari.

Exemplu numeric.

2.1alegerea materrialului: OL 37, OL 42, OL 50, OLC 35, OLC 45

Se impune Q = 1200 daN. Se alege OL 50Diametrul a: 16<a≤40δc = 280MPa, δn =490 +610MPa

2.2calculul de predimensionare a)sarcina care incarca surubul F(N)F = Q·ctg·αmin : αmin = 30º F =12000

1tg∝min

=20784.6N

b)Sarcina de calcul Fc(N)Fc = β·F : β = 1.25 …1.3

Se adopta β = 1.3Fc = 1.3 ·20784.6 = 27019.9 N

c)diametrul interior al filetului d3(mm)

d3 =√ 4 ·Fcπ·δat

δm = 100…200MPa

Se adopta δm = 110MPa

d3 = √ 4 ·27019.9π·110

= 17.6 mm

d) Alegerea filetului standardizat.

Se allege filet trapezoidal standardizat (SR ISO

2904) pentru filete trapezoidale cu pas normal.

d3stas ≥ d3.

d3stas = 18.5 mm:

d1stas = 24 mm, p = 5mm.

P d2 = D2. D4 d3 D1

5 21.5 24.5 18.5 19

2.3 Verificarea conditiei de autofranare

a) Unghiul de inclinare al spirei filetului

β2 (grade).

β2 = arctg P

π·d 2

β2 = arctg 5

π ·21.5=4.23 °

b) Unghiul aparent de frecare φ' (grade)

φ' = arctg

μ

cos α2

μ = 0.11….0.12 pentru otel/otel

∝ = 30° (SR ISO 2904)

φ' = arctg

0.11

cos 302

= 6.49°

c) Conditia de autofranare

β2 ¿φ' 4.23 ° ¿6.49° se verifica .

2.4 Verificarea la solicitari compuse

a) momentul de torsiune care solicita surubul Mt

(Nºmm)

Mt = Mins = F d22

tg¿β2 )

Mt = Mins = 20784.6 21.5

2tg ¿4.23º ) =

= 42299 Nmm

b) Tensiunea efectiva de tractiune σ t = 4 Fπ ·d3

2 σ t =

420784.6π ·18.53 = 4.179 MPa

c) Tensiunea efectiva de torsiune τt (MPa)

τt 16Mπ·d3

3 τt 16 ·42299π·18.53 = 34MPa

d) Tensiunea echivalenta

σ t = √σ2+4 · τt2 ≤σ at

σ at = 100…200 MPaσ t = √4.172+4 ·342 = 68.12 MPa

3.Desenul ethnic al surubului . Executat conform unui model dat.

4.Analiza desenului ethnic de ansamblu. Pe baza unui model dat.

TEMA DE PROIECT

II.

a. Alegerea si verificarea rulmentilor dintr-un montaj cu 2 rulmenti radiali cu bile.Se considera montajul cu rulmentii in fig. II. 1 pentru care sa se aleaga sis a se verifice la durabilitate rulmentii in urmatoarele conditii: Ft =500 daN (pe fiecare rulment Fa se neglijaza), n = 1600 rot/min, iar Lh = 12500 ore, d = 30mm.Se va realize o reprezentare grafica a ansamblului la scara 1:1 cunoscand distant intre axele bilelor celor doi rulmenti l = 160mm si se va explica functionarea montajului.

Elementul de calcul. Relatiile de calcul. Recomandari. Exemplu numeric1.Analiza schemei montajului conform fig II.1 Conform datelor rezulta Ft =500 daN, n

= 1600 rot/min, Lh = 12500 ore, d = 30mm, l = 160mm

2.Alegerea rulmentului

2.1Calculul capacitatii de incarcare dinamica C.

C =PP√L

P = Fr

L = Lh·n·60

106

P = Fr = 500daN

P = 3 (pentru rulmentii radial cu bile)

L = 12500 ·1600 ·60

106 = 1200

milioane de rotatii

C =5003√1200 = 5315daN

2.2 Identificarea rulmentului in catalog

a. In functie de d si C se identifica rulmentul.

b. Se extrag caracteristicile dimensionale si functionale ale

rulmentului: d, D, B, r, C.

a. Conform d = 30 mm si C = 5.315kN

se identifica rulmentul cu simbolul 6306.

b. Conform catalogului rezulta:

d = 30 mm, D = 72 mm, B = 19 mm,

r = 2 mm, C = 23.4 kN

3.Verificarea la durabilitate

3.1 a. Calculul durabilitatii nominale

L = (CP )P

b.Calculul duratei de functionare in ore

Lhcalc = Ln·60

·106

c.Verificarea propriuzisa la durabilitate

Lhcalc ≥ Lh.

a.

L = ( 23400500 )

3

= 102503 mil. rotatii

b.

Lhcalc = 10250312500·60

·106= 136670 ore

c.

136670 ore ¿ 12500 ore

Durabilitatea rulmentilor este acoperita.

4. Reprezentarea desenului ethnic al montajului la

scara 1:1.

Executarea conform modelului din fig.II.1.

5. Explicarea functionarii montajului cu rulmenti. Conform cursului.

b. Calculul unui cuplaj permanent fix si al unui cuplaj elastic cu bolturi.

b.1.Calculul unui cuplaj permanent fix cu stifturi cunoscand: Min = 5000 daN cm,

d = 40 mm, (cuplajul realizeazalegatura dintre un motor electric si transmisia unui

transportor cu lant.

Elementul de calcul. Relatiile de calcul.

Recomandari.

Exemplu numeric.

1.Schema generala a cuplajului conform fig. II.1 d – diametrul arborelui motorului

D – diametrul mansonului

di – diametrul boltului

2. Calculul momentului de calcul MtC

MtC = kS · Mtn : kS = 1.8

MtC = 1.8 · 5000 = 9000 daN ·cm

3. adaptarea dimensiunilor caracteristice

Se recomanda :

D = 1.8 d

dl = 0.44d

L = (3.5…4)d

D = 1.8 · 40 = 72 mm

Se adopta D = 70 mm

L = (3.5…4) · 40 = 140+160 mm

Se adopta L = 150 mm

4. Dimensionarea stifturilor

dl ≥ √ 4π· MtCd· τaf

Se alege ca material otelul 40C10 cu

σ 02 = 7000 da N/ cm2

Se considera τaf = ( 0.2….0.3)σ 02

τaf = (0.2…0.3) · 7000 = 1400+ 2100 daN/cm2

Se adopta τaf = 2100 daN/cm2

dl ¿ √ 4π· 9000

4 ·2100 = 1.168 cm

5. Alegerea stifturilor conform STAS

Se aleg stifturile conform STAS 1599-80.

Se alege stiftul cilindric A 12 x 70 (ɸ12)

6. Verificarea stifturilor la solicitarea de strivire

σ S = 6 ·MtCdl ·d2 ≤σas

σ as ≤ 0.8σ 02

σ as ≤0.8 · 7000 = 5600 daN/cm2

σ s = 6 ·90001.2 ·42 ≤ 2812.5 daN/cm2

Rezulta : σ s ¿σ as

7. Desenul ethnic al cuplajului la scara 1:1 Executat conform modelului din fig. II.2

8. Explicarea functionarii cuplajului fix cu stifturi. Conform cursului.

b.2. Calculul de verificare a unui cuplaj elastic cu bolturi cunoscand:

Mtn = 3000daN/cm, n = 12, d3 = 2, dn = 16 mm, l6 = l2 – l3 = 94-64 = 30 mm:

σ as = 50+ 70 daN/cm2

Elemental de calcul. Relatiile de calcul.

Recomandari.

Exemplu numeric.

1.Schema generala a cuplajului conform fig.II. 3. Dl = 140 mm

nS = 12

d3 = 2 d4 = db = 16 mm

l6 = l2 – l3 = 94 – 64 = 30 mm

2. Determinarea momentului de calcul:

Mtc = KS · Mtn ; KS = K1· K2· K3

Kl = 1.7; K2 = 1.12 ; K3 = 1.55

Mtc = 1.7· 1.12· 1.55· 3000 = 8853.6 daN/cm

3. Verificarea la solicitarea de strivire a

mansonului de cauciuc

σ s = 2 ·M tcDl·n S·d3 · l6 ≤ σ as

σ s =2 ·8854

14 ·12 ·1.6 ·3 =19.2 ≤ 50 – 70 daN/cm2

Conditia se verifica.

4. Verificarea bolturilor la inconvoiere

σ i = 10· Mtc( l6+ j)

Dl· nS·d33 ≤ σ ai

J = jocul dintre cele doua cuplaje.

σ ai = 0.25· 3600 = 900 daN/cm2 - (pt. OLC 45).

σ i = 10·8854 ·(3+0.4)

14 ·12 ·163 = 437 daN/cm2

437 daN/cm2 ¿ 900 daN/cm2

Conditia se verifica.

5. Desenul ethnic al cuplajului la scara 1:1. Se executa conform fig. II.3.

Dimensiunile neprecizate sunt conform STAS

5982 – 80.

D2 = 105 mm, lj = 78 mm,

D = 180 mm, d = 60 mm, J = 4 mm.

6. Explicarea functionarii cuplajului elastic cu

bolturi.

Conform cursului.

Relatiile si recomandarile necesare pentru calculul parametrilor transmisiilor prin curele

late

Parametrul calculat sau ales Relatiile de calcul . recomandari

Arbori paraleli, ramuri deschise ,

doua roti de cursa

Arbori paraleli cu rola

de intindere

Puterea de calcul, Pc = 35 KWC = P·cf/ƞ ; ƞ = 0.95; cf din STAS 1103 - 71

Diametrul rotii motoare

D1 = 318 mmD1 ≥ ( 900…..1100)

3√ Pcn1

;

315 mm conf. STAS

Se rotunjeste la o valoare standardizata, conform STAS

6011 – 73.

Diametrul rotii conduse

D2 = 895 mmD2 =

n1

n2 (1 – ε) Diametrul rotii de intindere

ε = 1…2% D0 = ( 1.0…1.5) D1

Se rotunjeste la o valoare standardizata, conf. STAS 6011-

73 900 mm conf STAS

Diametrul mediu al rotilor de curea, Dm Dm= D1+D 2

2 = 315 + 9152

Raportul de transmitere i I = n1

n2 =

D1

D2 11−ε = 1450

500

Tipul de curea se alege din STAS Se alege in prealabil, conform STAS 5917 – 71 si STAS

1815 – 69.

Viteza curelei v v = π D1 n1

60·1000 ¿ v max , v max conform table A 1-57

Distant intre axa A= 1500 mm Se adopta in limitele

0.75 (D1 + D2)≤ A≤ 2(D1 + D2) ;

A≤ 2(D2 – D1)

Lungimea curelei , L= 4965 L = 2A + π Dm + (D 2– D 1)

4 A

lungimi nestandardizate

Unghiul de infasurare β1 = 157º 30' β A =π - 2 arcsin D2 –D 1

2 A

≥ βa

β A = 120º, curele clasice

Se calculeaza

conform geometriei

transmisiei

β A = 90 º, curele compuse

Parametrul calculate sau ales Relatiile de calcul . recomandari

Arbori paraleli , ramuri

deschise, doua roti de

curea

c = c0 c t cβ

Coeficientul optim de tractiune

Popt= 0.477Popt = K 1−K 2( h

D )max

K 1, K 2 conform tabelului AI- 62

( hD )max din tabelul AI-57

Rezistenta utila admisa, δ ua δ ua =2 cφopt δ 0; δ 0 ≤ 16…..20 daN/cm2

10 daN/cm2

Forta periferiala transmisa F = 145.5 da NF = 102

pc

v , daN

Forta maxima din ramura conducatoare

Si = 243 daNSi= 1.25 F eμβ 1

eμβ 1−1

μ - din tabelul AI-57; coeficientul 1.25 tine seama de

solicitarea datorata fortei centrifuge.

Sectiunea necesara a curelei

Ac = 24.08cm2Ac =

S1

σua

Latimea curelei b = 189 mmb =

A c

( hD )max D1

,

se rotunjeste la o valoare imediat superioara conform

STAS 5917-71 si STAS 1815-69

Grosimea curelei h = 12.04 mm h = Ac /b se verifica conform STAS 5917-71 si STAS 1815-69

Frecventa inconvoierilorcurelei

f = 9.6 Hzf =2·103 vL ≤ f max f = x 103 vL ≤ f max

f max din tabelul AI-57

Forta de ramura condusa , S2 S2= 1.25Feμ β1−1

,

Cu valoarea calculata se dimensioneaza mecanismul de

intindere

Forta initiala (la montaj) din curea S0 S0= Ac δ 0

D1 ≥ (900…1100) 3√ Pc

n1 = (900…1100) √ 35

1450 = 260…318 mm

Se adopta conform STAS 6011-73 diametrul D1 = 315 mm determinandu-se diametrul

rotii conduse

D2 = n1

n2 D1 (1 – ε) = 1450

500 315· 0.98 = 895 mm,

Unde : ε =2% = 0.02, din tabelul 61. Conform STAS 6011-73 se adopta D2 = 900mm.

Diametrul mediu al rotilor de curea

Dm = D1+D 22 = 315+900

2 = 607.5 mm

Viteza curelei

v= πD 1n1

60·1000 = 3.14 ·315 ·1450

60·1000 = 24m/s ¿ vmax = 40m/s

vmax = 40m/s Din tabelul AI-57

Lungimea necesara a curelei se determina cu relatia:

L= 2A + π Dn + (D 2– D 1)4 A = 2· 1500 + 3.14 · 607.5 + (900 – 315)

41500 = 4965 mm

Unghiul de infasurare la riata mica :

β1 = π - 2 arcsin D2 – D 12 A = 180º - 2arcsin 900– 315

2·1500 = 157º 30' ¿ βa unde

βa = 120º, din tabelul 61.

Coeficientul de corectie este:

c = c0 c t cβ c = 1· 0.8 · 0.9175· 0.81 = 0.594

in care c0 = 1 (tabelul AI- 58); c t = 0.8 (tabelul AI-59); c β = 0.9175 (tabelul AI- 60); c

= 0.81 (tabelul AI-61).

Coeficientul de tractiune optim

Popt =K 1−K 2( hD )max = 0.81 – 8.35 1

25 = 0.476, unde K 1=0.81; K 2= 8.35 (tabelul

AI-62); ( hD )max = 1

25 (tabelul AI-57).

Se calculeaza rezistenta utila:

σ ua=¿ ¿ 2Cφopt σ0 = 2· 0.594· 0.476· 18 = 10.2 daN/cm2

unde :σ 0 = 18 daN/cm2 ( tabelul 61).

Forta periferica transmisa

F = 102 P c

v = 102 3524 = 145.5 daN,

Forta maxima din ramura conducatoare fiind:

S1= 1.25F eμβ1

eμβ 1−1 = 1.25 145.5 3.95

2.95 = 243 daN,

unde: μ = 0.22+0.012v = 0.22 + 0.012· 24 = 0.5 ( AI – 57).

β1 = 157.5180 3.14 = 2.75 rad; eμ β1= e0.5 ·2.75= e1.375 = 3.95.

sedetermina sectiunea necesaraacurelei :

b = A c

( hD )max D1

= 24.081

2531.5 = 18.9 cm = 189 mm

se alege conform STAS 615-58 si STAS 5917 – 71, b = 200 mm. in acest caz

A c

b = 24.08

20 = 1.204 cm = 12.04 mm,

Dimensiunea obtinuta incadrandu-se in limitele indicate ( 10…14 mm) in STAS

5917-71.

Se verifica frecventa inconvoierilor curelei

f = 2 103 vL = 2·1000 ·24

4965 = 9.6 Hz ¿ f max = 10 Hz,

f max = 10 Hz (tabelul AI -57).

Relatiile si metodica de calcul a transmisiilor prin lanturi cu role sau cu bucse

Elemental de calcul Relatiile de calcul. recomandari

Numarul de dinti ai rotii mici z1 Se alege din tabelul AI-97

Numarul de dinti ai rotii mari z2 z2 = z1i ¿ z2max

z2max = 120 – pentru lantul cu rolez2max = 90 – pentru lantul cu bucse.

Pasul p, in mmp ¿

47603√n1Z1

2 , din standard, se aleg citeva

variante de lanturi cu pasi mai mici, in

continuare calculul efectuandu-se pentru

toate variantele alese.

Viteza medie vm in m/s

Pentru lant 10B = 5.29 m/svm =

z1 pn1

601000 ¿ vmax:

vmax = 15 in/s – pentru lantul cu role si cu bucse

= 30 in/s – pentru lantul dintat.Forta utila admisa Fua = 75da/N Fua = A s

Pa

K e :

A s=¿ a1d2 ( fig. 226),a1 sid2 - din STAS K e=K dK AK iK r Ku K f ;Kd=¿ 1 – pentru sarcini statice; = 1,2….1,5 – pentru sarcini cu socuri;

K A = 1 – pentru A = (30…50)p; = 1.25 – pentru A¿ 25p; = 0.8 – pentru A = (60…80)p;

K i=1 - la inclinari ale liniei centrelor rotilor pana la 60º;

=1.25 – la inclinari mai mari de 60º;

K r = 1 – reglarea se obtine prin deplasarea uneia din roti;

= 1.25 – la transmisiile fara reglare;

Ku = 0.8 – ungere prin barbatare sau cu ajutorul unei pompe;

¿ 1- ungere prin picurare; = 1.5 – ungere periodica;

K f = 1- functionare intr-un schimb; = 1.25- functionare in 2 schimburi; = 1.45 – functionare in 3 schimburi;

Puterea utila admisibila Pua in kW

10B = 3.97 kWPua =

Fua vua

100 ¿ Pdat

Se alege, dintre lanturile care asigura transmiterea puterii indicate de profectare ¿¿ Pdat ¿, varianta cu pasul cel mai mic. Daca problema nu poate fi rezolvata cu un lant simplu, se alege un lant dublu sau triplu, considerand ca fiecare rand preia acceasi sarcina. Numarul de randuri:

Z r = Pdat

Pua .

Distant dintre axe preliminara Aprel Aprel = ( 30….50)p 714 mm

Numarul de zale W = 142W =

z1+¿ z2

2¿ +

2 A prel

p + ( z2−z1

2 π )2

· p

A prel

Lungimea lantului L in mm = 2254.25 L = W p

Distant intre axe recalculate Arec in

mm = 719.14 mm Arec=P4

¿

Pentru a asigura sageata de montaj, distanta dintre axe recalculata se micsoreaza cu cantitatea ( 0.002….0.004) Arec :A = Arec [1−(0.002…0.004 ) ].

Forta de ramura pasiva a lantului F1,

in daN F1 = 6 daN

F1 = Fq + F c Fq = K p q A rec

1000

K p {¿5−la transmisii orizontale¿4−launghiuri de inclinare

panala 40 °¿2−launghiurimai

mari de40 °¿1−latransmisii verticale

F c = qvm2

g ; g = 9.81m/s2

Forta utila Fu, in daN

Fu = 126.6 mmFu =

2Mi1

Dd 1 = 95500

Pdat

n1

2Dd1

;

Dd1 = P

sin 180z1

Forta din ramura active a lantului F2,

in daN ; F2 = 63 daN

F2 = Fu + F1

Coeficientul de siguranta la rupere c = 36.5 c =

Fr

F2 ¿ ca = 7….14

Forta care actioneaza asupra arborilor

Q in daN ; Q = 66 daN

Q = K g Fu

K g {¿1.15−la transmisiile orizontale¿1.01−la cele verticale

Z2 = iZ1 = 3· 25 = 75 ¿ Z2max = 120

Se determina pasul maxim

Pmax = 47603√n1

2 z1 =

47603√800225

= 18.89 mm

Din STAS 5174-66 se aleg urmatoarele variante de lanturi: 12B, cu p = 19.05 mm, 10B

cu p = 15.875 mm, 08B, cu p = 12.70 mm,

Se verifica viteza medie pentru fiecare variant de lant:

vm(12B) = z1 pn1

601000 = 2519.05 800601000 = 6.35 m/s ¿ va = 15 m/s;

vm(10B) = 2515.875 800601000 = 5.29 m/s ¿ va = 15 m/s;

vm(08B) = 2512.70 800601000 = 4.23 m/s ¿ va = 15 m/s;

Se determina forta utila admisibila, pentru toate variantele alese (tabelul 80)

K = Kd K A K i K r Ku K f = 1· 1· 1· 1· 1.5· 1.45 = 2.175;

Fua(12B ) = A s Pa

k c = a1d2

Pa

K c = 1.562· 0.577 210

2.175 = 87 daN;

Fua(10B) = 1.328· 0.513 2102.175 = 75 daN;

Fua(08B) = 1.130· 0.45 2102.175 = 56 daN;

Presiunea admisibila fiind data in tabelul AII- 22.

Se determina puterea utila admisibila:

Pua(12B) = Fua vm

100 = 87 6.35100 = 5.53 kW;

Pua(10B) =755.29

100 = 3.97 kW;

Pua(08B ) =56 4.23

100 = 2.37 kW;

Se alege lantul 10B, care transmite puterea data Pdat = 3 kW ¿ 3.97 kW = Pua.

Se determina Aprel impus in cazul de fata prin tema

Aprel = 45 p = 45 15.875 ≈ 714 mm

Se determina numarul de zale :

W = z1+z2

2 +

2 A prel

p + ( z2−z1

2 π )2

p

A prel =

25+752 + 2714

15.875 + ( 75−2523.14 )

2

15.875714 ≈ 142 zale

se calculeaza lungimea lantului:

L = W p = 142 · 15.875 = 2254.25 mm.Se recalculeaza distant dintre axe:

Arec = p4 ¿ =

¿ 15.8754 [142−25+75

2 +√(142−25+752 )

2

−8( 25+7523.14 )

2] = 719.14 mm;

Pentru a realize sageata de montaj, se adopta:

A = Arec ( 1 – 0.003 ) = 719.14 ( 1- 0.003 ) ≈ 717 mm;Forta de intindere datorata greutatii lantului este:

Fq = K v qA

1000 = 4 0.93 7171000 ≈ 3 daN; q = 0.981 · 0.95 = 0.93 daN/m

Iar forta de intindere datorata fortei centrifuge :

F c = q vm2

g = 0.93 5.292

9.81 ≈ 3 daN,

Forta de ramura pasiva:

F1 = Fq +F c = 3 + 3 = 6 daN,

Se calculeaza forta utila:

Fu = 95500 Pdat

n1

2Dd1

= 95500 3800 2

12.66 = 57 daN,

Unde, Dd1 = P

sin 180z1

= 15.875

sin 18025

= 126.66 mm.

Forta de ramura active:

Q = K gFu = 1.15 57 = 66 daN.

414 Sa se calculeze elementele gepmetrice ale profilelor limita pentru dantura unei

roti de lant (problema 413). Se cunosc z1 = 25, p = 15.875 mm (lant 10B ).

REZOLVARE

Forma si dimensiunile principale aledanturii unei astfel de roti de lant se determina

conform STAS 5006 – 66.

Forma si dimensiunile frontale ale danturii (fig. 227, a)

Diametrul de divizare:

Dd1 = P

sin 180z1

= 15.875

sin 18025

= 126.66 mm.

Diametrul de fund fiind:

Da = Dd1 - d1 = 126.66 – 10.16 = 116.5 mm, cu diametrul normal al rolei lantului

d1 = 10.16 mm, conform tabelului 2 din STAS 5174 – 66 .

IV. CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRENAJULUI CILINDRIC EXTERIOR CU

DANTURA DREAPTA SI INCLINATA

Denumirea

elementului

geometric

Relatii de calcul

Dantura dreapta Dantura inclinata

Unghiul de

Inclinare de

Referinta β0 β0= 0 β0 ≠ 0

Profilul de referinta (STAS 821 – 61 )

Unghiul (normal)

profilul de

referinta a0 (a0n )a0 = 20° a0n = 20°

Coeficientul (normal)

profilul capului de

referinta f 0 (f 0n )

f 0 = 1 f 0n =1

Coeficientul (normal)

jocului de referinta la

fund W 0 (W 0n )W 0 = 0.25 W 0n = 0.25

Modul, m

- Nomal, mn

- Frontal, mf

Conform STAS 822 - 61

m = mn = mf m = mn

mf = mn

cos β0

IV. CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRENAJULUI CILINDRIC

EXTERIOR CU DANTURA DREAPTA SI INCLINATA

Numarul de dinti al

rotilor Z1 (2) Z2 = iz Z1

Unghiul frontal al

profilului de referinta a0 f a0 f = a0

Distanta dintre axe,

de referinta , A0 A0 =

12 mf (z1+ z2) =

= 12

m0

cos β0(z1+ z2)

Unghiul de

Angrenare, ar (arf)evα rf = 2

δu1 δu2

z1+z2 tgα an + evα 0 f

Distanta dintre axe, A

A = A0 cosα0

cosα

IV. CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRENAJULUI CILINDRIC

EXTERIOR CU DANTURA DREAPTA SI INCLINATA

Deplasarile specifice

de profil,

Ɛ1(2), Ɛn1(2) (pentru

angrenajul zero

Ɛ1= Ɛ2 = 0, respetiv

Ɛn1= Ɛn2 = 0

Pentru angrenajul zero deplasat

Ɛ1= - Ɛ2 Ɛn1= - Ɛn2

Pentru angrenajul deplasat

Ɛ1= - Ɛ2= Ɛn1= - Ɛn2 =Pentru z1 ≥ 30

Ɛ1= Ɛ2 = 0 Ɛn1= Ɛn2 = 0Pentru z1 ¿ 30 si z1+¿ z2 ≥ 60

Ɛ1= - Ɛ2= 0.03 (30-z1) Ɛ1= - Ɛ2= 0.03 (30-z1)

Pentru z1 ¿ 10 si 30 ¿ z1+¿ z2 ¿ 60

Ɛ1= 0.03 (30-z1)

Ɛ2= 0.03 (30-z2)

Ɛn1= 0.03 (30-z1)

Ɛn2= 0.03 (30-z2)

Pentru z1+¿ z2 ¿ 30

Ɛ1= Ɛ2 = 0.90 Ɛn1= Ɛn2 = 0.90Se va verifica conditia de evitare a subtaierii

Ɛ1 ≥14−z1

17Ɛn1 ≥

14−z1Σ

17

Inlaturarea capului

dintelui, ad

ad = m (f 0 + Ɛ ) ad = m (f 0n + Ɛn)

Inaltimea piciorului

dintelui, bd

bd = m (f 0 +W 0−¿ Ɛ ) bd = mn (f 0n +W 0n−¿ Ɛn )

Inaltimea dintelui, h h = ad +bd

Diametrul de divizare

Dd1 (2)

Dd1 (2) = mz1(2) Dd1 (2) = mz1(2) =

= m0

cosβ0 z1(2)

Diametrul de cap ,

De 1(2)

De 1(2) = Dd1 (2)+2ad

Diametrul de picior,

Di1(2)

Di1(2) =Dd1 (2) - 2bd

IV. CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRENAJULUI CILINDRIC

EXTERIOR CU DANTURA DREAPTA SI INCLINATA

Diametrul de baza,

Db1 (2) Db1 (2) =Dd1 (2) cosα 0 Db1 (2) =Dd1 (2) cosα 0 f

Diametrul de

rostogolire,

Dr1 (2 )

Dr1 (2 ) = Dd1 (2) cosα 0

cos αDr1 (2 ) = Dd1 (2)

cosα 0 f

cosα r

Diametrul cercului de

varf,

Dv 1 (2)

Dv 1 (2) = Db1(2)

cosα v 1(2).

evα v 1(2) = -

Dv 1 (2) = Db1(2)

cosα 0 v 1(2)

evα fv 1(2) = -Grosimea dintelui pe

cercurile de divizare,

Sd

Grosimea dintelui pe

cercul oarecare de

diametru,

D x Sx

Sx =m

[ (ev α 0−evα ) z++π2

+2Ɛ tg α0] cosα 0

cos α

Sx =

mcos β0

[(ev α0 f−ev α i ) z++π2

+2Ɛtg α0 i] cosα 0 f

cosα if

In care:

Ɛ1(2)= Ɛn1(2) cos β0

Legatura dintre

unghiul de presiune al

profilului si

diametrul,

D x aRx

Db = Dd cos α0=

= De cosα e= D x cos αRx

Db = Dd cos α0 f=

= De cosα ef= D x cos αRx

Legatura intre unghiul

de presiune al

profilului si pas,

aRx , pRx

pb =πmcos α0= ¿ pd cos α0

= pRxcosαRx

pb =π mf cosα 0 f= ¿ pd cos α0 f

= pRx cosα fRx

IV. CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRENAJULUI CILINDRIC

EXTERIOR CU DANTURA DREAPTA SI INCLINATA

Gradul de

acoperire,

Ɛ

Ɛ =

√R c12 −Rb1

2 +√Rc22 −Rb2

2 −Asinαπm cosα 0

Pentru angrenare roata dintata –

cremaliera

Ɛ = √R c1

2 −Rb12 + a

sin α 0−Ref sin α0

πmcos α0

Unde a este inaltimea capului

dintelui cremalierei

Ɛ = Ɛ f +ƐS

Ɛ =

√R c12 −Rb1

2 +√Rc22 −Rb2

2 −Asin α f

πmcos α0 f

Ɛ = B2sin β0

π mn

Evitarea

ascutirii dintelui

De 1(2) ¿ Dv 1 (2)

In general:

Dv 1 (2) - De 1(2) ≥ 0.334 m (n )

Lungimea peate

n dinti, Ln

Pentru α 0 = 20°

n = zg + 0.5

rotunjit la intreg

rotunjit la intreg

Ln = Ln0+ ∆ Ln

Ln0 = mcosα 0 [ (n−0.5 )π++zev α 0 ]∆ Ln = 2 Ɛm sinα 0

Ln0 = mncosα 0n [ (n−−0.5 )π+zev α 0 f ]∆ Ln = 2 Ɛnmn sinα 0n

Conditiile pentru masurare:

B ≥ Ln sinα 0n

¿¿ rotunjirea se face in minus daca partea zecimala este mai mica decat 0.2 si in plus

daca este mai mare de 0.2.