Proiect organe de masini 2

UNIVERSITATEA TEHNICA DIN CLUJ NAPOCA

FACULTATEA DE CONSTRUCTII DE MASINI

Reductor conic cu dinti drepti cu o treapta de

turatie

P=4.92 [kW]

n=860 [rot/min]

u=9.2

Coordonator : Student:

Prof.dr.ing.Ovidiu Tataru George Horvat



CUPRINS

NOTIUNI GENERALE .................................................................................................................. 4

I. REDUCTOR CONIC CU DINTI DREPTI ................................................................................. 7

1.1.Reductoare,cu o singura treapta de reducere ........................................................................ 7

1.2 Variante Constructive ........................................................................................................... 8

1.3.Justificarea variantei alese .................................................................................................. 11

1.4. Intretinerea dispozitivului .................................................................................................. 11

1.5 Montarea rotilor .................................................................................................................. 11

II. MEMORIUL JUSTIFICATIV DE CALCUL.......................................................................... 12

2.1 Calculul angrenajului conic ................................................................................................ 12

2.2. Calcul raport de transmitere roti conice. ............................................................................ 12

2.3. Se calculeaza turatiile pe fiecare arbore ............................................................................. 13

2.4. Se calculeaza Puterile pe fiecare arbore ............................................................................. 13

2.5. Calculul momentelor de torsiune ....................................................................................... 13

2.6. MechSoft 2004 ................................................................................................................... 14

2.7. Raport MechSoft ................................................................................................................ 35

III.TRANSMISIA PRIN CURELE .............................................................................................. 40

3.1 Dimensionare roti de curea ................................................................................................. 44

3.2 Fixarea pieselor pe capetele de arbore ................................................................................ 52

IV.CALCULUL ARBORILOR .................................................................................................... 53

4.1 Dimensionare capat de arbore pinion conic ........................................................................ 54

4.2 Dimensionare capat arbore de iesire ................................................................................... 55

4.3 Forte rezultate din angrenajul conic .................................................................................... 56

4.4. Calculul reactiuni arbore de intrare ................................................................................... 58

4.5 Calculul reactiuni arbore de iesire ...................................................................................... 60

4.6 Verificare reactiuni pinion conic ........................................................................................ 62

4.7 Verificare reactiuni arbore de iesire .................................................................................... 78

4.8 Calculul penelor .................................................................................................................. 88

V. Rulmenti ................................................................................................................................... 94

5.1 Calculul Rulmenti pinion.Montaj in O ............................................................................... 94

5.2 Calcul rulmenti arbore iesire ............................................................................................. 100



VI. Carcasa reductor ................................................................................................................... 105

VIII.Lubrifianti ........................................................................................................................... 110

Bibliografie ................................................................................................................................. 111



4

NOTIUNI GENERALE Angrenajele conice sunt angrenaje cu axe concurente la care suprafeţele de rostogolire au

formă conică şi sunt tangente după o generatoare comună, iar suprafeţele exterioare ale roţilor

componente au aceeaşi formă ca şi suprafaţa de rostogolire, adică suprafeţe conice.

Între axele suprafeţelor de rostogolire şi generatoarea comună se stabilesc unghiurile, unghiuri a

căror sumă reprezintă unghiul între axele de transmitere a mişcării, unghi notat ∑.

In cazul în care unul din aceste unghiuri este de 90o, conul respectiv se transformă într-o

suprafaţă plană, dantura fiind înscrisă într-un cerc pe această suprafaţă. Angrenajul capătă în

această situaţie denumirea de angrenaj conic cu roată plană.

Roata plană în angrenajul conic corespunde cremalierei din angrenajul cilindric, ea fiind

intermediară între roata conică cu dantura exterioară şi cea cu dantura interioară.

Din punct de vedere geometric, dantura angrenajului conic corespunde unor suprafeţe

conjugate definite conform teoriei angrenării, dar studiul acestor suprafeţe pune o serie întreagă

de probleme a căror rezolvare nu se face absolut exact din punct de vedere matematic, ci folosind

o serie de aproximaţii pentru a se stabili o metodologie de calcul mai larg accesibilă şi, totodată,

pentru asigurarea posibilităţii de execuţie. Din punct de vedere cinematic, problema care se pune este de a determina prin calcul

dimensiunile danturii şi limitele între care există posibilitatea de generare a suprafeţelor

conjugate ale dinţilor. Acest studiu al angrenajului conic prezintă o serie de dificultăţi, dat fiind

faptul că suprafeţele de rostogolire (axoidele) sunt suprafeţe conice şi că cele două cercuri de

rostogolire ale bazei axoidelor nu se găsesc în acelaşi plan (fig.2).

Datorită acestui fapt nu se poate aplica direct teoria angrenării, dezvoltată pentru angrenarea

în plan, în vederea determinării caracteristicilor danturii. Evident, prin metodele geometriei

diferenţiale este posibil studiul teoretic al acestui tip de angrenare, dar relaţiile de calcul sunt

complicate, ceea ce nu le conferă o utilitate imediată fără programe de calcul foarte bine puse la

punct.

O altă cale de studiu a fost ca, prin analogie cu angrenarea în plan, să se dezvolte o geometrie

a angrenării teoretic exactă, plecând de la încadrarea suprafeţelor conice într-o sferă şi aplicând

formulele trigonometriei sferice (fig.3), profilul dintelui roţilor conice rezultând după o

evolventă sferică.

Dintele roţii plane obţinute în acest caz nu are însă profil rectiliniu, ci unul cu punct de

inflexiune, ceea ce reprezintă complicaţii constructive în ceea ce priveşte realizarea sculelor

(fig.4).



5

Toleranţele pentru angrenajele conice sunt stabilite prin STAS 6460-61; ele se aplică la

angrenaje conice concurente cu roţi dinţate metalice prelucrate, cu dinţi drepţi, înclinaţi sau

curbi, având diametrul de divizare până la 2000mm şi modulul exterior de la 1 până la 30mm.

Sunt prevăzute 12 clase de precizie, fără a prevedea toleranţe pentru clasele de precizie 1,

2, 3, 4 şi 12.

Fiecare clasă de precizie este determinată de criteriile de precizie cinematică a roţii, de

funcţionarea lină în angrenare, de contactul dintre dinţi.

Fiecare criteriu de precizie este caracterizat prin anumite erori şi abateri ale elementelor

roţilor dinţate conice şi a angrenajelor, denumite indici de precizie.

În alegerea criteriilor de precizie se admite şi combinarea lor, având toleranţe din diferite

clase de precizie, respectându-se unele reguli. Astfel, criteriul de funcţionare lină nu poate să

difere decât cu o clasă de precizie în sus sau în jos faţă de criteriul de precizie cinematică.

Criteriul de contact dintre dinţi nu poate fi de clasă mai puţin precisă decât clasa de precizie a

criteriului de funcţionare lină a roţii în angrenaj.

Forma dinţilor :

Roţi plane cu dinţi ale căror flancuri sunt plane

Roţi conice cu dinţi drepţi (cremalieră circulară cu dinţi drepţi)

Roţi conice cu dinţi înclinaţi (cremalieră circulară cu dinţi înclinaţi)

Roţi conice cu dinţi curbi (cremalieră circulară cu dinţi curbi).

Funcţiunea

Angrenajul cu roţi conice transmite puterea nominală P1n de la un arbore conducător (1)

cu turaţia n1 la un arbore condus (2) cu turaţia n2, axele celor doi arbori fiind concurente (în

general, unghiul axelor este de 90o).

Contactul perfect şi rigid între dinţii unui angrenaj conic cu dinţi drepţi sau înclinaţi, al cărui

cremalieră circulară are flancurile plane, se face după o dreaptă; între dinţii curbi, contactul

perfect şi rigid se face după o curbă.

Roata (1) acţionează asupra roţii (2) prin forţe normale şi tangenţiale faţă de flancurile

dinţilor în contact, repartizate de-a lungul contactului. Repartizarea este proporţională cu

deformaţiile elastice ale dinţilor în contact, care variază proporţional cu distanţa până la vârful

comun al conurilor primitive; rezultă o repartizare trapezoidală a forţelor normale şi tangenţiale

pe lungimea contactului. Rezultantele Fn şi µFn ale acestor forţe sunt aplicate într-un punct

deplasat spre periferia roţilor faţă de punctul median. Direcţia acestor forţe variază de-a lungul

arcului de angrenare descris de punctul lor de aplicaţie. În calculele obişnuite se consideră, cu o

aproximaţie neglijabilă, că punctul de aplicaţie se găseşte în mijlocul liniei de contact şi se

neglijează variaţia orientării.



6

).0( 21

Caracteristici

Angrenajul cu roţi conice este mai scump decât angrenajul cu roţi cilindrice. Prelucrarea

şi montajul trebuie să fie supravegheate mai atent. Din cauza greşelilor de montaj, a prelucrării

sau a deformaţiei în funcţionare, se produce o deplasare a vârfurilor conurilor primitive;

contactul rigid devine punctual, cel real (elastic) se produce într-o zonă în vecinătatea punctului

de contact rigid; se produc concentrări de sarcini, vibraţii şi zgomot. Pentru corectarea acestor

erori inevitabile, dinţii se fac bombaţi, ca şi la angrenajele cilindrice.

Domenii de aplicare

Se folosesc în construcţia de maşini, unde este nevoie să se transmită mişcarea între doi

arbori concurenţi (cel mai des între doi arbori care fac între ei un unghi de 90o).

Roţile conice cu dinţi drepţi se folosesc pentru viteze periferice mici (2...3m/s); la viteze mai

mari se folosesc roţile cu dinţi curbi, asigurând un mers mai liniştit. Se folosesc în mod obişnuit

pentru rapoarte de transmitere până la i = 6.

La maşinile de danturat roţi conice, muchia cuţitului de tăiat se mişcă în poziţia finală,

de-a lungul flancului dintelui cremalierei circulare, materializând astfel acest flanc. Roata conică

execută mişcarea relativă de rostogolire faţă de cremaliera circulară. Se obţine astfel flancul

dintelui roţii conice ca înfăşurătoare a flancului dintelui cremalierei. Se pot obţine roţi conice cu

cremaliera circulară deplasată faţă de poziţia normală. Spre deosebire de angrenajele cilindrice,

nu se pot obţine decât angrenaje conice de zero



7

I. REDUCTOR CONIC CU DINTI DREPTI

1.1.Reductoare,cu o singura treapta de reducere

Reductoarele cu o sigura treapta de reducere se pot impartii in urmatoarele tipuri de baza,

in functie de tipul angrenajului: cu roti dintate cilindrice cu dinti drepti sau inclinati. Cu roti

conice, si angrenaje melc-roata melcata.

Componentele principale ale reductoarelor cu o singura treapta de reducere sunt

urmatoarele:carcasa reductorului, cei doi arbori,(arborele de intrare respective de iesire), rotile

dintate, lagarele, elementele de etansare, dispozitivele de ungere, capacele, indicatorul de nivel al

uleiului, aerisitorul, elementele pentru ridicarea reductorului, dopul de golire si organelle de

asamblare.

Carcasa reductorului se compune in general din doua parti , corp si capac, asamblate intre

ele prin stifturi de centrare si prin suruburi de fixare.Stifturile de centrare sunt necesare pentru

asigurarea unei pozitii precise a capacului in raport cu corpul reductorului. De cele mai multe ori

carcasa este realizata prin turnare avand prevazute nervure de rigidizare si racire, dar se poate

realiza uneori si prin sudura. La constructiile sudate cresc cheltuielile legate de manopera, dar se

reduc cheltuielile legate de pregtirea fabricatiei(nu trebuie model pentru turnare), comparative cu

variant de carcasa turnata. Pentru fixarea reductorului pe fundatie sau pe utilajul unde urmeaza sa

functioneze, in corp sunt prevazute gauri in care intra suruburile de prindere.

Arborii sunt realizati de obicei cu sectiune variabila(in trepte), avand capetele cu

diametrul si lungimea standardizata, prevazute cu pene pentru transportarea momentelor de

torsiune. Arborele pe care se introduce miscarea in redactor se poate executa impreuna cu

pinionul cilindric ,conic sau melcul din motive de reducere a gabaritului si cresterii rezistentei

pinionului..

Lagarele in general sunt de rostogolire, folosind rulmenti cu bile sau cu role. Uneori , la

turatii mici , reductoarele se pot executa si cu lagare de alunecare. Ungerea rulmentilor se poate

realiza cu ajutorul uleiului din redactor sau cu vaselina destinata in acest scop. Reglarea jocului

din rulmenti se face prin intermediul capacelor sau piulitelor special pentru rulmenti, tinand

seama se sistemul de montare in O sau in X.

Elementele de etansare utilizate mai frecvent in cazul reductoarelor sunt mansetele de

rotatie cu buza de etansare si inelele de pasla.

Dispozitivele de ungere sunt necesare pentru asigurarea ungerii cu ulei sau unsoare

consistenta a rulmentilor, uneori chiar a angrenajelor cand nici una din rotile dintate nu ajunge in

baia de ulei. Conducerea lubrifiantului la locul de ungere se realizeaza folosind diverse

constructii de dispositive de ungere(canale de ungere, roti de ungere, inele de ungere, lant de

ungere etc.)

Capacele servesc la fixarea si reglarea jocurilor din rulmenti, la asigurarea etansarii, fiinf

prinse in peretele reductorului cu ajutorul unor suruburi.

Indicatorul nivelului de ulei din redactor, in cele mai multe cazuri este executat sub forma

unei tije pe care sunt marcate nivelul maxim respective nivelul minim al uleiului, sau sub forma



8

unor vizoare montate pe corpul reductorului. Exista si indicatoare care functioneaza pe baza

vaselor comuncanta, retaliate pe baza unui tub transparent care comunica cu baia de ulei.

Elementele pentru ridicarea reductorului si manipularea lui sunt realizate sub forma unor

inele de ridicare cu dimensiuni standardizate si fixate in carcasa prin asamblarea filetata. Uneori,

tot in scopul posibilitatii de ridicare si transportare a reductorului, pe carcasa se executa niste

umeri de ridicare. La reductoarele de dimensiuni mari intalnim ambele forme, inele de ridicare in

capacul reductorului si umeri de prindere pe corp.

In figurile 1 si 2 sunt prezantate doua variante constructive de reductoare conice cu o

treapta de reducere, cu arborii asezati in plan orizontal.La aceste tipuri de variante de reductoare

se pun doua problem importante: asigurarea posibilitatii de reglare a jocului din rulmentii

arborelui pe care e montat pinionul, si asigurarea posibilitatii de reglare a jocului dintre flancurile

dintilor.

Pentru asigurarea posibilitatilor de reglare a jocului din dantura si pentru a respecta

conditia ca punctual de intersectie a generatoarelor conurilor de divizare sa cad ape intersectia

axelor arborilor este necesar ca arborii impreuna cu rotile dintate sa se poata deplasa axial,

regland suruburile din capacele rulmentilor de la roata condusa si suruburile care fixeaza pozitia

arborelui cu ajutorul capacului de la capatul arborelui sau cu ajutorul piulitelor pentru rulmenti.

1.2 Variante Constructive

Variantele constructive se realizeaza pentru a putea analiza mai profund si in detaliu toate

posibilitatile de constructie ale unui reductor conic. Prin relizarea acestor variante se poate

optimiza constructia reductorului astfel incat sa se reduca costurile de material, prelucrarile

suplimentare si gabaritul constructiei.



9



10



11

1.3.Justificarea variantei alese

Varianta I de redactor conic este mai avantajoasa decat variant II deoarece se poate fixa

mai precis jocul din rulmenti si din dantura a rotilor conice , ambii rulmenti fiind asezati intr-o

caseta pentru rumlenti iar caseta se poate regla la randul ei cu ajutorul elementelor de reglare. Pe

cand in variant II acest tip de constructive al reductorului si pozitionarea suportilor arborilor nu

permit intotdeauna constructia unui astfel de reductor.

Prima variant mai are un avantaj mare , acesta fiind principalul motiv pentru care am ales

pentru proiectare aceasta variant. La varianta I arborele de iesire este construit simetric in carcasa

in functie de arborele de intrare iar pozitiei arborelui de iesire se poate inversa fara probleme.

1.4. Intretinerea dispozitivului

Exploatarea si intretinerea acestui dispozitiv impune o serie de masuri care trebuie sa le

luam pentru a evita deteriorarea elementelor componente.

Inainte de montarea pieselor vor fi curatate, spalate si suflate cu aer comprimat. La

montare se vor respecta limitele tolerantelor prescrise, toate cotele indicate in documentatia de

executie. Suprafetele neprelucrate mecanic ale pieselor turnate care se gasesc in interiorul

carcasei trebuie sa fie curatate.

Toate suprafetele exterioare cu exceptia suprafetei de asezare vor fi acoperite cu vopsea.

In timpul operatiei de transport se vor lua masurile necesare in vederea evitarii loviturilor sau a

rasturnarii reductorului.

Accesoriile care in timpul transportului sunt expuse deteriorarii, se demonteaza si se

aseaza separat intr-o lada. Suprafetele prelucrate mecanic se protejeaza contra coroziunii prin

acoperirea cu vaselina conform STAS 9116-60. Pachetele de arbore se pun in hartie parafinata si

se vor proteja impotriva deteriorarii prin lovire, iar penele impotriva smulgerii.

1.5 Montarea rotilor

Montarea rotilor se face in asa fel incat angrenarea acestora sa fie perfecta.Prin tusare

folosind o pata de culoare se verifica daca cele doua roti conice angreneaza pe toata lungimea

dintelui.Daca nu , se regleaza cu ajutorul elementelor de reglare de la caseta

reductorului,respective se adauga elemente sau se scot pana cand pata de culoare este uniform

distribuita pe toata lungimea dintilor in contact.



12

II. MEMORIUL JUSTIFICATIV DE CALCUL Materialul de baza din care se executa rotile dintate e otelul. In cazuri mai rare acestea

pot fi executate si din fonta sau material plastic.Alegerea formei constructive a rotilor dintate

depinde de materialul din care sunt executate si procedeul tehnilogic de elaborare a

semifabricatului.

2.1 Calculul angrenajului conic

Date initiale:

Puterea P=4.92 [kW]

Turatia n=860 [rot/min]

Randamentul angrenajelor conice =0.97

Raportul de transmiteretotal u=9.2

2.2. Calcul raport de transmitere roti conice.

Pe baza formulelor din notitele de la curs [4] se calculeaza raportul de transmitere al

rotilor conice. Se alege raportul de transmitere prin curele, iar raportul de transmitere al rotilor z1

si z2 este din STAS Tabelul 3.3 pag 84 [1] se alege valoarea standardizata a raportului.



13

2.3. Se calculeaza turatiile pe fiecare arbore :

2.4. Se calculeaza Puterile pe fiecare arbore:

Unde : n.1 turatia de intrare pe arborele de intrare

n.2 turatia de iesire de pe arborele de iesire

P.1 puterea de intrare

P.2putrea de iesire

Randamentul transmisiei prin curele este de 0.96% iar pentru angrenaje conice de 97%.

2.5. Calculul momentelor de torsiune pe arborele de intrare respective de iesire.



14

Aceste date obtinute astfel se introduce ca date initiale in programul MEchSoft 2004 in

scopul determinarii elementelor geometrice ale rotilor conice.

2.6. MechSoft 2004 ca utilizator “Expert” dupa care in “Guide” se aleg optiunile in

functie de care dorim sa fie calculate angrenajul conic la fel ca si in figura 2.1:

Fig.2.1

.Modulul precum si celelalte valori obtinute se calculeaza folosind formulele din

MEchSoft 2004 in meniul “Design Knowledge” ->”Bevel Gearing Component Wizard”-

>”Geometric Calculations”->”Basic Geometric Calculation” .

Modulul calculate se standardizeaza conform STAS 822-82 [Anexa4] folosind

formulele 2.25 si 2.26 pag 53 din [3].



15

Fig.2.2



16

Fig.2.3



17

Fig.2.4 Fig.2.5

Fig.2.6 Fig.2.7



18

Fig.2.8 Fig.2.9



19

Fig.2.10



20

Pantru calculul valorilor initiale introduse in MechSoft 2004 se folosesc urmatoarele

formule pentru calculul Puterilor Momentelor de torsiune viteze Forte axiale radiale si

tangentiale si normale conform fig.2.11.

Fig.2.11



21

Rezultatele sunt interpretate de soft folosind formulele din fig 2.12, 2.13, 2.14, 2.15, 2.16,

2.17, 2.18, 2.19, 2.20.

Fig.2.12



22

Fig.2.13



23

Fig.2.14 Fig.2.15



24

Fig.2.16



25

Fig.2.17



26

Fig.2.18



27

Fig.2.19



28

Fig.2.20



29

La sectiunea “Geometry” se introduce datele initiale dupa cum urmeaza

(fig2.21),raportul de transmitere al rotilor , se alege numarul de dinti pentru roata 1 si pentru

roata 2, acestea fiind numere prime intre ele pentru a evita contactul cu aceeasi pereche de dinti

in timpul functionarii.Unghiul de inclinare al dintilor este 0.

In continuare se introducdatele initiale :Raportul de transmitere numarul de dinti ai rotilor

, unghiul de inclinare al dintilor rotilor si se introduce modulul iar apoi se apasa butonul

“Calculate” ca in figura.

Fig.2.21



30

In meniul “Tolerances” se alege clasa de precizie 7, fig.2.22.

Fig.2.22

In meniul “Load” se introduce Puterea primului arbore, randamantul angrenajelor conice

n=0.97% si turatia pe primul arbore , dupa care se apara butonul CALCULATE, ca in fig.2.23

Fig. 2.23



31

Apasand pe meniul “Strength” se deschide o noua fereastra din care se aleg parametrii in

care va lucra reductorul, se alege un regim de functionare fluent la intrare si socuri mici la

iesirea din reductor si se apasa tasta OK. Urmatorul pas este alegerea duratei de functionare in

regim normal al reductorului, astfel ca se alege 25000 ore :

Fig.2.24

Din meniul “Material values “ se alege materialul pinionului fig 2.25 si materialul din

care e facuta roata a 2a conica fig2.26

Material pinion ales este DIN 42CrV6 aflat pe pozitia 42:

Fig 2.25

Rotile dintate se pot executa dintr-o gama foarte larga de material. Alegerea materialelor

in mod cat mai rational cere cunoasterea sarcinilor ce urmeaza a fi transmise prin dantura, durata

totala de functionare a angrenajului, caracteristicile de rezistenta amaterialului si forma

semifabricatului

Primcipalele material utilizate la confectionarea rotilor dintate sunt otelurile , fontele

alama, bronzul si mamateriallastice de tipul textolitului poliamidei etc.

Din grupa otelurilor se folosesc oteluri de carbon de calitate STAS 880-80, oteluri aliate

de cementare si oteluri aliate superioare STAS 791-80, otel turnat STAS600-80, iar uneori la roti

putin solicitate otelul carbon obisnuit STAS500/2-80.

Materialul rotii conduse este DIN Ck50 si ocupa pozitia 26.

Fig 2.26



32

Pentru pinion se alege un material de calitate supefioara cu o duritate mai mare decat

pentru roata condusa astfel incat in cazul deteriorarii , roata condusa e mai putin costisitoare de

inlocuit.

Duritatea flancurilor pinionului trebuie sa fie

ceva mai mare decat duritatea rotilor conduse pentru a

preveni pericolul griparii suprafetelor flancurilor active

ale angrenajului si pentru asigurarea pinionului o durata

de functionare apropiata cu cea a rotii cu care

angreneaza.In tabelul 4.1 pagina 90 din [1] se dau

indicatii privind alegerea duritatii la pinion si la roata.

Aceste date fiind introduse se verifica factorul de siguranta sa fie mai mare decat 1.In

figura 2.27 se poate observa ca angrenajul conic avand valorile introduse initial si impreuna cu

materialele alese indeplineste conditiile de siguranta impuse de acest soft.

Fig 2.27



33

In meniul “Dimensions” se pot observa dimensiunile ambelor roti conice , calculate cu

ajutorul MechSoft 2004.Figura 2.28 pinion:

Fig 2.28

Respectiv roata conica condusa figura 2.29:

Fig 2.29



34

Aceste dimensiuni sunt suficiente pentru a se executa desenul de ansamblu si cel de

executie al rotilor conice.

Calculul latimii rotii dintate se calculeaza conform formulei din notitelor de la curul de

Organe de Masini II astfel:

Roata conica se dimensioneaza conform indicatiilor din figura 7.10 pagina

211 din [2].



35

2.7. Raport MechSoft

--------------------------------------------------------------

02-04-2015 Bevel Gearing Component Wizard (Version 4.3.1031)

--------------------------------------------------------------

--- Guide

Cone Height of Teeth - DIN

Strength calculation: Strength check calculation

Distribution of Correction: With Comp. of Slips

Load calculation: Calculates the torque according to the power and speed

--- Basic Parameters

Gear Ratio = 3.15

Tangential Pressure Angle alpha = 20°

Addendum a* = 1 (= 3 mm)

Clearance c* = 0.2 (= 0.6 mm)

Root Fillet = 0.3 (= 0.9 mm)

Addendum of Basic Rack = 1.2 (= 3.6 mm)

Helix Angle beta = 0°

Shaft Angle = 90°

Tangential Module met = 3 mm

Normal Module in Middle Plane mmn = 2.4554 mm

Virtual Gear Ratio uv = 9.922

Virtual Center Distance av = 281.376 mm

Pitch Cone Radius Re = 99.148 mm

Pitch Cone Radius in Middle Plane Rm = 81.148 mm

Whole Depth of Tooth he = 6.6 mm

Facewidth = 36 mm

Facewidth Ratio = 0.3631

Contact Ratio = 1.6202 (1.6202 + 0)

Precision Specification 7e26

Limit Deviation of Helix Angle Fb = 0.015 mm

Limit Deviation of Axis Parallelity fx = 0.015 mm

Limit Deviation of Axis Parallelity fy = 0.0075 mm



36

--- Gear 1

Number of Teeth = 20

Unit Correction = 0.3958 (= 1.187 mm)

Tang. Displacement = 0 (= 0 mm)

Pitch Diameter de = 60 mm

Pitch Diameter in Middle Plane dm = 49.107 mm

Outside Diameter dae = 67.982 mm

Outside Diameter at Small End dai = 43.298 mm

Root Diameter dfe = 55.401 mm

Vertex Distance = 93.233 mm

Vertex Distance at Small End = 59.381 mm

Pitch Cone Angle delta = 17.6126°

Outside Cone Angle deltaa = 20.0309°

Cutting Angle deltaf = 16.2186°

Tooth Thickness at Large End se = 5.577 mm

Outside Tooth Thickness = 0.5387

Chordal Thickness sc = 4.924 mm -0.03

-0.08

Chordal Thickness Height hc = 3.291 mm

Comparative Number of Teeth zv = 20.9836

Limit Circumferential Run-out Fr = 0.031 mm

Limit Deviation of Axial Pitch fpt = ±0.014 mm

Limit Deviation of Basic Pitch fpb = ±0.013 mm

--- Gear 2

Number of Teeth = 63

Unit Correction = -0.3958 (= -1.187 mm)

Tang. Displacement = 0 (= 0 mm)

Pitch Diameter de = 189 mm

Pitch Diameter in Middle Plane dm = 154.688 mm

Outside Diameter dae = 190.097 mm

Outside Diameter at Small End dai = 121.074 mm

Root Diameter dfe = 186.103 mm

Vertex Distance = 28.272 mm



37

Vertex Distance at Small End = 18.007 mm

Pitch Cone Angle delta = 72.3874°

Outside Cone Angle deltaa = 73.4348°

Cutting Angle deltaf = 69.6231°

Tooth Thickness at Large End se = 3.848 mm

Outside Tooth Thickness = 0.8382

Chordal Thickness sc = 3.398 mm -0.056

-0.136

Chordal Thickness Height hc = 1.194 mm

Comparative Number of Teeth zv = 208.21

Limit Circumferential Run-out Fr = 0.043 mm

Limit Deviation of Axial Pitch fpt = ±0.016 mm

Limit Deviation of Basic Pitch fpb = ±0.015 mm

--- Load (Gear 1; Gear 2)

Power P = 4.675; 4.5348 kW

Efficiency = 0.97

Speed n = 294.457; 93.4784 rpm

Torque Mk = 151.6111; 463.2478 Nm

Tangential Force Ft = 6174.7072 N

Normal Force Fn = 6570.9862 N

Direction 1

Radial Force Fr = 2142.0607; 680.0193 N

Axial Force Fa = 680.0193; 2142.0607 N

Direction 2

Radial Force Fr = 2142.0607; 680.0193 N

Axial Force Fa = 680.0193; 2142.0607 N

Circumferential Velocity v = 0.7571 m/s

Resonance speed nE1 = 24697.5 rpm

----------------------------------------------------

Strength Check According to DIN 3991:1988

----------------------------------------------------

Durability Lh = 25000 hour



38

--- Material Values

&Material designation: DIN 42CrV6; DIN Ck 50

Tensile Strength = 980; 640 MPa

Yield Point in Tensile = 850; 390 MPa

Contact Fatigue Limit SigmaHlim = 1160; 1140 MPa

Bending Fatigue Limit SigmaFlim = 705; 605 MPa

Hardness in Tooth Core = 200; 200 HV

Hardness in Tooth Side = 600; 600 HV

Base Number of Load Cycles in Contact [10^6] = 100; 100

Base Number of Load Cycles in Bending [10^6] = 3; 3

Wöhler Curve Exponent for Contact = 10; 10

Wöhler Curve Exponent for Bending = 9; 9

Modulus of Elasticity in Tension [10^3] = 206; 206 MPa

Poisson's Ratio = 0.3; 0.3

Type of Treatment = 4; 4

--- Factors for Contact

Application Factor KA = 1.25

Dynamic Factor KHv = 1.014

Face Load Factor KHb = 1.65

Transverse Load Factor KHa = 1.004

Total KH = 2.099

One-time Overloading Factor KAS = 1

Elasticity Factor Ze = 189.81

Zone Factor Zh = 2.495

Bevel Gear Factor Zk = 0.85

Helix Angle Factor Zbeta = 1

Contact Ratio Factor Zeps = 0.891

Single Pair Tooth Contact Factor ZB = 1; 1

Life Factor Zn = 1; 1

Lubricant Factor Zl = 0.963

Roughness Factor Zr = 1

Velocity Factor Zv = 0.943

Size Factor Zx = 1; 1



39

--- Factors for Bending

Application Factor KA = 1.25

Dynamic Factor KFv = 1.014

Face Load Factor KFb = 1.65

Transverse Load Factor KFa = 1.004

Total KF = 2.099

One-time Overloading Factor KAS = 1

Form Factor YFa = 2.265; 1.789

Stress Correction Factor YSa = 1.82; 1.023

Teeth with Grinding Notches Factor YSag = 1; 1

Bevel Gear Factor Yk = 1

Helix Angle Factor Yb = 1

Contact Ratio Factor Yeps = 0.713

Alternating Load Factor Ya = 1; 1

Production Technology Factor Yt = 1; 1

Life Factor Yn = 1; 1

Notch Sensitivity Factor Yd = 1.314; 1.302

Size Factor Yx = 1; 1

Tooth Root Surface Factor Yr = 1

--- Results

Factor of Safety from Pitting SH = 1.035; 1.017

Factor of Safety from Tooth Breakage SF = 2.15; 4.119

Static Safety in Contact SHst = 2.357; 2.357

Static Safety in Bending SFst = 4.091; 7.906

Strength Check - True



40

III.TRANSMISIA PRIN CURELE Curelele trapezoidale se utilizeaza in general pentru transmiterea unor puteri P mai mici

sau egale cu 1200kW, la viteze periferice v pana la 40 m/s si rapoarte de transmitere i.12 de pana

la 7 (exceptional 10).

In functie de marimea raportului dintre latimea de calcul masurata si linia neutral si

inaltimea sectiunii curelei h, curelele trapezoidale se executa in doua variante clasice si inguste.

Curelele trapezoidale clasice se executa in urmatoarele tipodimensiuni: Y, Z ,A, B, C, D,

E(STAS1164/1-77), putandu-se utiliza la viteze periferice de v pana la 30m/s.

Curelele trapezoidale inguste se executa in urmatoarele tipodimensiuni: SPZ, SPA, SPB,

SPC (STAS 7192-76), putandu-se utiliza la viteze priferice v de pana la 40 m/s. Ele poseda o

capacitate portanta mai mare, ca urmare a reparatizarii mai bune a sarcinii pe latime, asigurandu-

se astfel posibilitatea reducerii cheltuielilor material pentru curea si roata.

Alegerea distantei axiale intre cele doua roti de curea se face tinand seama de influenta

acesteia asupra durabilitatii curelei, numarul de curele necesar precum si de anumite conditii de

gabarit impuse.

Rotile de curea trebuie sa satisfaca urmatoarele conditii: sa fie usoare, echilibrate , bine

centrate pe arbore, sa aiba o buna aderenta sis a nu uzeze cureaua.

Materialele utilizate in constructia rotilor de curea sunt:fonta turnata(la v<= 30 m/s), otel

, aluminiu, material plastic lemn sau carton preset.

Forma si dimensiunile canalelor rotilor pentru curea trapezoidale sunt prezentate in STAS 1162-

77 , in functie de tipul curelei.

Formulele de calcul utilizate de Soft in calculul cuprelelor trapezoidale sunt prezentate in

figurile ce urmeaza:



41



42



43



44

3.1 Dimensionare roti de curea

Transmisia prin curele in cazul de fata a s-a calculate cu ajutorul MechSoft 2004 astfel

(fig3.1)

Fig. 3.1



45

In meniul “GUIDE” la sectiunea Strength Calculation se alege pentru inceput Belt

Length, Calculation Type se alege Strength Check, Load Calculation se alege P1,rpm1T1, apoi

Belt Length ,Standard iar Belt Length in ultima sectiune Pitch, apoi se trece la introducerea

datelor initiale pentru calcularea transmisiei prin curele si a rotilor de curea.

In figura 3.2 din meniul GEOMETRY in sectiunea Basic Parameters se alege tipul de

curea dorit.In acest caz alegem “Narrow V-belts, V-belts Component Wizard.Se introduce apoi

valorile initiale pentru puterea motorului, Randamentul transmisiei prin curele 0.96 , se aleg in

cazul de fata maxim 2 roti de curea iar apoi numarul necesar de curele astfel incat transmisia

prin curele sa reziste la sarcina care urmeaza sa fie supusa.

Se alege tipul de curea folosit .SPZ cu dimensiunile standardizate in figura 3.4.

Coeficientul de alunecare admis e maxim 2.

In chenarul Sheave Parameters se introduce raportul de transmitere calculata poi

Diametrul minim al rotii de curea 1 care se afla pe arborele motorului se recomanda sa fie mai

mare de 80 mm dar se dimensioneaza astfel incat rotile de curea sa reziste la sarcina necesara. Se

introduce turatia motorului , iar apoi din imaginea cu cele 3 roti de curea din dreapta se introduce

distanta recomandata dintre axele rotilor de curea respective 350 pana la 500 mm (fig 3.3).

Fig.3.2



46

Fig. 3.3

Fig.3.4



47

In figura 3.4 sunt exeplificate dimensiunile standard ale curelei trapezoidale inguste SPZ

dar si a rotilor de curea 1 figura 3.4 respectiv roata de curea 2 figura 3.5 care se deseneaza in

desenul de ansamblu al reductorului conic

Fig.3.5



48

In continuare in Meniul Strength Calculation se introduce Service factor astfel ca in

figura3.6

Fig.3.6

La Type of Driven Machines se alege pozitia 1 pentru reductoare de uz general , Se alege

intervalul de ore in care va functiona reductorul :Normal (8-16 hours per day) iar la tipul

motorului se alege Type 1 pentru motor electric current alternative.Apoi se apasa tasta OK.



49

In figura 3.7 in functie de datele introduse si de incarcari sunt afisate toate fortele la care

sunt supuse rotile de curea in timpul functionarii, precum si incarcatura admisa si cea calculata

dar si mesajul Strength Check care ne spune daca exista probleme sau transmisia prin curea a

fost calculata corespunzator.

Fig.3.7

La sfarsit se generaza raportul calculului transmisiei prin curele trapezoidale:

--------------------------------------------------------

02-04-2015 V-belts Component Wizard (Version 4.3.1040)

--------------------------------------------------------

--- Guide

Calculation Type - DIN

Length Calculation: Belt Length

Calculation Type: Strength Check

Load Calculation: Calculates the torque according to the power and speed

Belt Length: Standard

Belt Length: Pitch

--- Basic Parameters

Narrow V-belts,V-belts Component Wizard

Belt type SPZ

Belt Length Lp = 1600 mm



50

Number of Belts N = 4

Belt width w = 9.7 mm

Belt height h = 8 mm

--- Sheave Parameters

Sheave Width Bf = 52 mm

Calculated Belt Width Wp = 8.5 mm

Min. Groove Depth above Calculation Width bmin = 2 mm

Min. Groove Depth below Calculation Width hmin = 9 mm

Fillet Radius of Sheave Upper Edge r1 = 0.5 mm

Fillet Radius of Sheave Lower Edge r2 = 1 mm

Distance Between Groove Axes e = 12±0.3 mm

Distance Between Groove Axis and Sheave Face f = 8 +1 -1 mm

Groove surface texture Ra = 1.6 µm

Sliding Sheave = 2

--- Sheave 1

Pitch Diameter dp1 = 100 mm

Outer diameter Da1 = 104 mm

Groove Angle alpha1 = 38°

Speed n1 = 860 rpm

Torque T1 = 54.6309 Nm

X Coordinate = 0 mm

Y Coordinate = 0 mm

Arc of Contact b1 = 157.99°

Arc of Contact Coefficient Ca1 = 0.95

--- Sheave 2

Pitch Diameter dp2 = 286.23 mm

Outer diameter Da2 = 290.23 mm

Groove Angle alpha2 = 38°

Transmission Ratio i = 2.9207

Speed n2 = 294.4485 rpm

Torque T2 = 153.179 Nm

X Coordinate = 487.768 mm

Y Coordinate = 0 mm

Center Distance = 487.768 mm

Arc of Contact b2 = 202.01°

Arc of Contact Coefficient Ca2 = 1.04

--------------------------------------------------

Strength Check

--------------------------------------------------

Power P = 4.92 kW

Efficiency h = 0.96

Belt Slip = 2 %



51

Service Factor Cp = 1.1

Belt Length Correction Coeff. Cl = 1

Number of Belts Coefficient Ck = 0.9

Tangential Force F = 1092.617 N

Centrifugal Force Ff = 1.419 N

Force in Strained Belt Strand F1 = 1379.44 N

Force in Loose Belt Strand F2 = 286.823 N

Min. Working Pre-tension Fu = 833.132 N

Radial Force in Bearings Fr = 1648.866 N

Circumferential Velocity v = 4.503 m/s

Table Load Ptab = 1.698 kW

Allowable Load Pall = 5.781 kW

Calculated Load Pv = 5.412 kW




52

3.2 Fixarea pieselor pe capetele de arbore

Roata de curea se fixeaza pe capatul de arbore cu ajutorul saibelor specific STAS 8621.In

figura 5.13 si tabelul5.15 pagina 123 din [1] sunt prezentate indicatiile acestora.

Aceste saibe se asigura importiva autodesfacerii prin saibe de siguranta pentru

asamblarea pieselor pe capete de arbore.Dimensiunile acestora se gasesc in in tabelul 5.18 si

figura 5.16 pagina 125 din [1].



53

IV.CALCULUL ARBORILOR

Capetele de arbore cilindrice si conice cu conicitate sunt destinate pentru fixarea

cuplajelor, rotilor dintate, rotilor de curea, rotilor de lant ect.

In tabelul 9.2 pag 141 din [1] sunt prezentate formele si dimensiunile capetelor de

arbore cilindrice, iar in tabelul 9.3 pag 141 din [1] abaterile limita la diametrul nominal d al

capatului de arbore conform STAS 8724/2-77.

Dimensiunile si detaliile reglementate prin STAS 8724/2-77 se stabilesc de catre

proiectant tinand seama de standardele in vigoare.

Momentele nominale pe care le pot transmite capetele arbore cilindrice ale caror

dimensiuni sunt indicate in tabelul 9.2. reglementate prin STAS 8724/2-77 si indicate in tabelul

9.4 pag 142 din [1].

Diametrele capetelor de arbore sunt calculate in urmatoarele ipoteze:

-coloana a : capatul de arbore solicitat de un moment de torsiune pur, momentul de

incovoiere fiind neglijabil;

-coloana b: capatul de arbore soloicitat simultan de catre un moment de torsiune si un

moment de incovoiere, ambele de marime cunoscuta;

-coloana c: capatul de arbore solicitat de un moment de torsiune de marime cunoscuta si

moment de incovoiere necunoscut.

Din coloana c se aleg capetele de arbore ale masinilor primare si ale reductoarelor

fabricate sa corepunda tututor pisibilitatilor de utilizare.

In cazul utilizarii unor oteluri cu Rm mai mare de 500-600 Mpa, pentru confectionarea

arborilor, deci si a capetelor de arbore, e necesara introducerea unei corectii asupra momentului

de torsiune Mt, pe baza caruia se alege din tabelul 9.4 pag 142 din [1] diametrul nominal al

capatului de arbore d.



54

4.1 Dimensionare capat de arbore pinion conic



55

4.2 Dimensionare capat arbore de iesire

Pentru arborele de iesire am ales un material C 60:



56

4.3 Forte rezultate din angrenajul conic

Schema cu fortele pe angrenaje 3D



57

Schema forte din angrenare cu reazemele



58

4.4. Calculul reactiuni arbore de intrare: Din MechSoft 2004 se preiau fortele axiale radiale tangentiale si cea din cureaua de

transmisie necesare calculului reazemelor. Lungimile l1, l2, l3, l4, l5 se masoara pe desenul de

ansamblu:



59

Schema reactiuni pinion



60

4.5 Calculul reactiuni arbore de iesire:



61

Schita reactiuni arbore de iesire



62

4.6 Verificare reactiuni pinion conic

Formulele utilizate de soft pentru calculul reactiunilor din arbori:



63



64

Pentru pinion se introduce in soft dimensiunile capatului de arbore si ale tronsoanelor de

arbore dupa cum au fost dimensionate la 4.2, 4.3, 4.5 .Celelalte dimensiuni se aleg constructiv in

functie de desenul de ansamblu.AStfel introduse aceste date se poate observa lungimea totala a

arborelui [mm],iar dimensiunile pentru capatul de arbore sunt date in figura 4.1 iar pentru

tronsonul de arbore filetat si canalul pentru piulita de reglare a rulmentului in figura 4.3.

Fig.4.1

Urmatorul tronson al arborelui este cel pe care ruleaza etansarea ( figura 4.2)



65

Fig 4.2

Se dimensioneaza tronsonul de arbore filetat unde se asambleaza piulita pentru reglarea

jocului din rulmenti.(figura 4.3)



66

Fig. 4.3

Fig. 4.4



67

Fig.4.5

Fig.4.6



68

Fig. 4.7

Fig. 4.8



69

Fig. 4.9

Fig.4.10



70

Se pozitioneaza punctele centrelor de presiune ale rulmentilor si incarcarile pe

arbore,date de roata de curea si de angrenarea propriu-zisa,in asa fel incat acestea sa fie in

concordanta cu desenul de ansamblu (figura 4.10).

Fig 4.10

Din meniul Support Type se alege tipul suportului adica rulment radial axial cu role

conice.



71

La fel se procedeaza si pentru celalalt reazem respectiv incarcare:

Fig. 4.11

Urmatorul pas este introducerea fortelor in diagrama 3D a arborelui (fig 4.12 si 4.13).

Diagrama incarcare forte capat de arbore Diagrama incarcare forte pinion conic

Fig. 4.12 Fig. 4.13



72

In figura 4.14 sunt afisate rezultatele reactiunilor.

Fig. 4.14



73

Diagrama fortelor figura 4.15

Fig.4.15

Diagrama de momente figura 4.16

Fig. 4.16



74

Diagrama de rotatie figura 4.17

Fig.4.17

Diagrama “Deflection” figura 4.18

Fig 4.18



75

Diagrama “Bend” figura 4.19

Fig.4.19

Diagrama “Shear” figura 4.20

Fig. 4.20



76

Diagrama de torsiune figura 4.21

Fig.4.21

Diagrama de tensiune figura 4.22

Fig. 4.22



77

Diagrama “Sum” figura 4.23

Fig.4.23

Diagrama “Shaft” figura 4.24

Fig. 4.24



78

4.7 Verificare reactiuni arbore de iesire

La fel se dimensioneaza tronsoanele arborelui de iesire figura 4.25, unde se poate

observa si dimensunile capatului de arbore la iesire dar si detalii despre canalul de pana al

arborelui.

Fig. 4.25

Fig. 4.26



79

Fig.4.27

Fig.2.28



80

Fig. 4.29



81

Se pozitioneaza simbolurile cu incarcarile si reazemele dupa cum urmeaza:

Fig.4.30

Fig.4.31



82

Diagrama 3D a rotii conduse (figura 4.32 si 4.33)

Diagrama incarcare forte capat arbore iesire Diagrama incarcare forte roata condusa

Fig.4.32 Fig. 4.33

Rezultatele fortelor de pe arborele de iesire figura 4.34

Fig.4.34



83

Diagrama fortelor figura 4.35

Fig.4.35

Diagrama de momente figura 4.36

Fig.4.36



84

Diagrama de rotatie figura 4.37

Fig.4.37

Diagrama “Deflection” figura 4.38

Fig. 4.38



85

Diagrama “Bend” figura 4.39

Fig. 4.39

Diagrama “Shear” figura 4.40

Fig. 4.40



86

Diagrama de torsiune figura 4.41

Fig. 4.41

Diagrama de tensiune figura 4.42

Fig.4.42



87

Diagrama “Sum” figura 4.43

Fig. 4.43

Diagrama “Shaft” figura 4.44

Fig.4.44



88

4.8 Calculul penelor

Formule utilizate de soft pentru calculul penelor:



89

Pentru Capatul de arbore de intrare este nevoie de o pana A 10x8x50 si se calculeaza la

fel ca in figura 4.44, in functie de puterea turatia si momentul de pe arborele respective.

Fig. 4.45

--------------------------------------------------------

02-05-2015 Key Component Wizard : 1 (Version 4.3.1120)

--------------------------------------------------------

Loads:

Power P = 4.67597 kW

Speed n = 294.45702 rpm

Torque T = 151.643 Nm

Dimensions:

Shaft Diameter d = 30 mm

Key 10x8

Key Length L = 50 mm

Active Key Length Lf = 40 mm

Keyway Length = 56 mm

Joint Properties:

Material = Steel

Allowable Pressure = 150 MPa

Tensile Strength = 600 MPa



90

Reduced Allowable Pressure = 150 MPa

Keys [No.] = 1

Reduction Coefficients of Joint Capacity Due to :

- Product. Inaccur. on More Key Joints = 1

- Mounting Type and Character of Load = 1

Calculation Results:

Min. Active Key Length = 16.849 mm

Calculated pressure = 63.185 MPa


Pe arborele de iesire pana calculata in functie de diametrul arborelui puterea turatia si

momentul de torsiune , are dimensiunile specificate in figura 4.45.

Fig. 4.46

--------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------

Loads:


Speed n = 93.47842 rpm


Dimensions:



91


Key 14x9




Joint Properties:

Material = Steel




Keys [No.] = 1










92

Pana prin care se transmite momentul de torsiune de la pinion la arborele de iesire este

cel mult egala si de aceleasi dimensiuni cu pana de pe capatul de arbore.Dimensiunile acesteia se

pot calcula cu ajuorul softului didactic.Se introduce puterea arborelui de iesire si turatia acestuia

calculate in capitolul 2 , 2.1.1 si 2.1.2 dupa care se introduce dimensiunea arborelui pe care se

monteaza pana.Se alege din meniul de pene standardizate o pana cu dimensiuni mai mici decat

cele ale penei de pe capatul de arbore.Se poate observa ca in dreptul diametrului arborelui si in

dreptul penei apare semnul de atentionare,care spune ca pana cu dimensiunile respective este

supra dimensionata pentru diametrul si puterea care se transmite.Mesajul “True” ne spune ca

pana rezista la momentul de torsiune care se transmite(figura 4.47).

Fig 4.47

--------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------

Loads:


Speed n = 93.47842 rpm


Dimensions:


Key 16x10



93




Joint Properties:

Material = Steel




Keys [No.] = 1










94

V. Rulmenti

5.1 Calculul Rulmenti pinion.Montaj in O. Cu ajutorul reactiunilor calculate la 4.3 si 4.4 se pot calcula rulmentii necesari dar si

durata lor de functionare.Pentru arborele 1 se aleg rulmenti radial axiali cu role conice din tabelul

5.22 din [3] pagina 204, si se monteaza in O deoarece se reduce dimensiunea de gabarit a

arborelui.Pentru arborele de intrare si pentru arborele de iesire am ales acelasi tip de rulmenti si

aceleasi dimensiuni.

Formulele utilizate de MechSoft pentru calculul rulmentilor:

T

Rulmentii se dimensioneaza folosind MechSoft 2004.Se alege tipul de rulmenti radial



95

axiali cu role conice iar din meniu se alege dimensiunea rulmentului dorit pentru calcul.

Se alege din lista cu tipurile de rulmenti “Tapered roller single row bearings”(rulmenti

radiali axiali cu role pe un singur rand).

In meniul Load Condition se introduce valorile fortelor la care sunt supusi rulmentii

respective R1, R2, respectiv pentru arborele de iesire R3, R4, Fa1,Fa2 si n1 si n2 [rot/min].

In figura 5.2 sunt prezentate rezultatele softului,in care se pot observa dimensiunile

rulmentilor si rezultatul calculului de durabilitate al acestuia.

a).Rulment 1

Fig.5.1



96

Fig.5.2

----------------------------------------------------------------

02-05-2015 Rolling Bearing Component Wizard (Version 4.3.1010)

----------------------------------------------------------------

--- Guide

Strength Calculation Type: Check Calculation

--- Input

Required Life Lh = 25000 hour

Coeffic. of Add'l Forces fd = 1

Working Temperature ft = 100 °C

Required Reliability a1 = 90 %

Lubrication Type - Oil

--- Load Conditions

Number of Different Load Conditions Ni = 1

Radial Load Fr1 = 4176.841 N

Axial Load Fa1 = 680.019 N

Bearing Speed n1 = 294.457 rpm

Work Time t1 = 100 %

--- Bearing type

DIN 720 SKF,Tapered roller single row bearings SKF

Bearing designation: 32210



97

Inside Bearing Diameter d = 50 mm

Outside Bearing Diameter D = 90 mm

Bearing Width B = 23 mm

Radius of Bearing Fillet or Chamfer r = 1.5 mm

Min. Diameter of Shaft Shoulder damin = 58 mm

Max. Diameter of Hub Shoulder Damax = 83 mm

Max. Fillet Radius of Shoulder ramax = 1 mm

Bearing Mass m = 0.61 kg

Dynamic loading capacity of bearing = 82500 N

Static loading capacity of bearing = 100000 N

Limiting speed for lubrication by grease [rpm] = 4300

Limiting speed for lubrication by oil [rpm] = 5600

--- Results

Equivalent Dynamic Load P = 4176.84 N

Equivalent Static Load P0 = 4176.84 N

Static Safety Coefficcient s0 = 23.94

Power Loss by Friction Pz = 5.8 W

Necessary Minimum Load Fmin = 1650 N

Calculated Bearing Life Lh = 1178998.14 hour

Coeffic. of Over-revolving kn = 19.02

b).Rulment 2

Fig.5.3



98

Fig.5.4

Se creeaza raportul calculului rulmentilor de pe primul arbore:

----------------------------------------------------------------


----------------------------------------------------------------

--- Guide


--- Input






--- Load Conditions






--- Bearing type




99














--- Results










100

5.2 Calcul rulmenti arbore iesire. Montaj in X a)Rulment 3

Fig. 5.5

Rezultatele si calculele la durabilitate sunt prezentate in figura 5.6 si calculate folosind

MechSoft 2004.

Fig. 5.6



101

Se creeaza raportul rulmentilor de pe arborele de iesire:

----------------------------------------------------------------


----------------------------------------------------------------

--- Guide


--- Input






--- Load Conditions






--- Bearing type















--- Results



102








b) Rulment 4

Fig.5.7



103

Fig.5.8

----------------------------------------------------------------


----------------------------------------------------------------

--- Guide


--- Input






--- Load Conditions








104

--- Bearing type















--- Results










105

VI. Carcasa reductor

Carcasele reductoarelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele functii : sa asigure

prelucrabilitatea sarcinilor care apar in timpul functionarii, sa asigure inchiderea liniilor de forta

prin fundatie , sa protejeze angrenajele contra unor factori externi , sa pastreze lubrifiantul

necesar pentru ungerea angrenajelor , sa asigure transmiterea caldurii spre exterior.

Tinand seama de cerintele aratate mai sus , prin forma lor constructive, carcasele

reductoarelor rebuie sa satisfaca conditii ca: rezistenta si stabilitate corespunzatoare, posibilitate

de prelicrare si asamblare simpla, ungere buna a angrenajelor si rulmentilor, recire

corespunzatoare, posibilitate de control si supraveghere in functionare, forma estetica moderna

etc.

Carcasa se sprijina pe picioare numite si talpi prevazute cu gauri pentru fixare in fundatie.

Carcasa se asambleaza prin suruburi si se centreaza cu ajutorul unor stifturi cilindrice sau

conice.

Formele constructive ale carcaselor de reductoare au evoluat destul de mult in timp, dar

intotdeauna proiectantii au tinut seama de factorii tehnologici si functionali.

Angrenajele constituie partea functionala principala a unui reductor.

Angrenajul conic.

Transmiterea miscarilor si a sarcinii intre doua axe concurente care se intersecteaza sub

un anumit unghi oarecare se poate realiza cu ajutorul rotiilor dintate conice cu dinti drepti sau

inclinati.

Prin analogie cu angrenajele cilindrice, unde suprafata de rostogolire este un cilindru,

suprafata de rostogolire a angrenajelor conice cu dinti drepti este un con.

Flancurile dintilor rotilor dintate conice se realizeaza asemanator cu flancurile dintilor

rotilor dintate cilindrice.In loc ca planul sa se rostogoleasca pe un cilindru acesta se va rostogoli

in jurul unui ax, realizandu-se o rostogolire pura intre acest plan si con.Procesul de rostogolire

pura, va descrie pe suprafata sferei o evolventica sferica.

Realizarea evolventei sferice este dificila, de aceea profilarea rotiilor dintate se face pe

conul frontal exterior a carui axa coincide cu axa rotiilor de prelucrat, iar generatoarea acestuia

este perpendiculara pe generatoarea conului de rostogolire.

Pe desfasurata se traseaza profilul evolventic si se reconstituiesten apoi din nou conul

frontal exterior.

Angrenajul cilindric.

Angrenajele cilindrice cu dinti inclinati sunt angrenaje cu axe paralele.In comparatie cu

angrenajele cilindrice cu dinti drepti, preinta urmatoerele avantaje: gradul de acoperire este mai

mare si ca urmare capacitatea portanta este mai mare; produc un zgomot mai redus.

Ca dezavantaje se pot mentiona: aparitia fortei axiale; necesitatea utilizarii unor lagare

radial-axiale.

Rotile dintate cilindrice cu dinti inclinati pot fi: cu inclinare simpla; cu inclinare dubla

cu canal pe mijloc;

La roti cilindrice cu dinti inclinati cu inclinare simpla si dubla unghiul de inclinare este 8-

20 de grade, iar la roti cu dinti in V unghiul de inclinare este 35-45 de grade.

Arborii pe care sunt fixate angrenajele sunt arbori drepti. Ei sunt proiectati cat mai scurti

pentru a avea o rigiditate cat mai mare si a asigura o constructie compacta a reductoarelor.

Arborele de intrare face corp comun cu pinionul conic.Acesta este rezemat cu ajutorul a

doi rulmenti radiali axiali cu role conice.



106

Arborele de iesire face corp comun cu pinionul cilindric. Acesta este rezemat cu ajutorul

a doi rulmenti radiali axiali cu role conice.

Lagarele sunt in marea majoritate a cazurilor cu rulmenti. Tipul si marimea rulmentilor

vor fi in functie de: valoarea si sensul fortelor ce solicita arborele, tipul constructiei alese etc.

Rulmentii radial-axiali cu role conice sunt proiectati pentru a prelua incarcari combinate

(radiale si axiale). Un rulment poate prelua incarcarea axiala intr-un singur sens. Din acest motiv

se impune montarea celui de-al doilea rulment, care sa preia sarcina axiala din sens opus.

Rulmentii sunt demontabili, adica permit montarea separata a inelului exterior si a

subansamblului inel interior-colivie cu role conice (con).

Rulmentii radial-axiali cu role conice, SKF, in mod deosebit cei din gama TQ, reprezinta

ultimele noutati in materie. Suprafata de contact dintre rola si calea de rulare are un profil

logaritmic. Constructia interioara modificata, care include suprafata de contact dintre fetele

frontale ale rolelor si umerii ficsi ai inelului interior, confera rulmentilor redial-axiali cu role

conice, SKF, urmatoarele avantaje: frecarii interne reduse; capacitate de incarcare sparita;

siguranta reglarii rulmentiilor, unul fata de celalalt;fiabilitate in functionare inbunatatita, chiar in

cazul unor incarcari mari sau al ne1coaxialitatilor.

Orice reductor mai are o serie de elemente auxiliare strict necesare pentru o buna

functionare si anume:

· elemente de etansare;

· elemente pentru controlul nivelului de ulei din baia reductorului ( joje, vizoare );

· elemente pentru deplasarea si transportul reductorului (inele de ridicare, umeri de

ridicare etc.);

· elemente pentru fixarea si pozitionarea rulmentilor si rotilor dintate pe arbor in

carcasa;

· surub de golire;

· roata de curea;

· capace de fixare a rulmentiilor;

· saiba si piulita pentru fixarea rulmentiilor radiali-axiali;

In general carcasele de reductoare se toarna si sunt din fonta.



107

Dimensionare carcasa reductor

Calculul dimensiunilor carcasei se face dupa formulele din tabelul 8.1 pag 223 din [2].



108

Continuare table 8.1



109



110

VIII.Lubrifianti

Intr-o cupla de frecare lubrifiantul are urmatoarele functii principale:

-reduce frecarile si uzurile,

-protectia suprafetelor cuplei de frecare impotriva oxidarii,

-eliminarea din zona de contact a particulelor desprinse prin uzare,

-evacuarea caldurii din zona de contact.

CUplele de frecare supuse ungerii depend de tipul angrenajelor din reductor, de modul de

ungere, de unele particularitati constructive.In general , aceste cuple pot fi de tipul:angrenaje de

diferite tipuri, lagare de rostogolire sau alunecare, elemente in contact ale pompelor de ungere,

discurile cuplajelor de siguranta multidisc, mansete de toratie cu rol de etansare in contact pe

arbori.

Angrenajele rotilor dintate din reductor se ung in special cu culeiuri minerale. Tipul

uleiului necesar ungerii poate fi ales din tabelul 16.1 pagina381 din [1].



111

Bibliografie

1.Ovidiu Tataru ,Adalbert A,Ovidiu B Lucian T, Stefan B,s.a-”REDUCTOARE”-

reeditare 1994 [1] 2.Ovidiu Belcin,Corina Birleanu, Marius Pustan-“ORGANE DE MASINI” , Editura Risoprint

2011 [2]

3.Dumitru Pop, Lucian Tudose, Simion Haragas-“LAGARE CU RULMENTI” [3]

4.Ovidiu Tataru –Notite curs [4]

Date post:	17-Jan-2016
Category:	Documents
Upload:	budean-dorel-nicolae
View:	514 times
Download:	34 times

Proiect organe de masini 2

Documents