REDUCTOR CONIC CU DANTURA DREAPTĂ

8/15/2019 REDUCTOR CONIC CU DANTURA DREAPTĂ

1/39

Ministerul Educaţiei al Repulicii Moldova

Universitatea Tehnică a Moldovei

Catedra: “Teoria

Mecanismelor şi Organe deMaşini”

REDUCTOR CONIC CUDANTURA DREAPTĂ

Memoriu explicativ de calcul privind proectul de

curs la “Mecanica Aplicat ă”

A elaborat: Șveț Vladimir

studentul grupei: EE-121

A verificat: ________ __________ ______________ Bodnariuc Ion

Conf. univ. (nota) (data) (semnatura) (nume,prenume professor)

CHIŞINĂU 2014

AASDASDSF


2/39

Mod Coala Nr. docum Semnat Data

Coala

MA 120626 07 03 MC

ColiLiteraElaborat

Verificat Mecanismul de acţionare aelevatorului cu căuşe

T. contr.

Aprobat

U.T.M. FE gr. EE-121

Șveț Vladimir

Bodnariuc Ion 351

CUPRINS Pag.INTRODUCERE ....................................................................................................... 2SARCINA DE PROIECTARE ................................................................................. 31 ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC ŞI CALCULUL CINEMATIC ALMECANISMULUI DE ACŢIONARE ..................................................................... 4

1.1 Alegerea motorului electric ................................................................................. 41.2 Determinarea şi distribuirea raportului total de transmitere al MA .................... 51.3 Determinarea parametrilor cinematici şi de for ţă al arborilor ma ...................... 62 CALCULUL DE PROIECT AL ANGRENAJULUI REDUCTORULUI ............ 72.1 Alegerea materialului angrenajului şi determinarea tensiunilor admisibile ....... 72.2 Dimensionarea angrenajului cu roţi dinţate conice ............................................. 82.3 Calculul for ţelor în angrenaj ............................................................................. 102.4 Calculul de verificare a angrenajului ................................................................ 11

3 CALCULUL ARBORILOR ................................................................................ 133.1 Calculul de prediminsionare ............................................................................. 133.2 Calculul de diminsionare ................................................................................... 133.2.1 Alegerea prealabilă a rulmenţilor ................................................................... 133.2.2 Elaborarea schiţei de diminsionare a reductorului conic ............................... 133.2.3 Calculul de diminsionare a arborelui-pinion .................................................. 163.2.4 Calculul de diminsionare a arborelui condos ................................................. 213.3 Proiectarea constructivă a arborilor .................................................................. 25

4 CALCULUL RULMENŢILOR ........................................................................... 264.1 Determinarea duratei de funcţionare necesare pentru ma ................................. 264.2 Determinarea capacităţii dinamice portante necesare a rulmenţilor ................. 264.2.1 Capacitatea portantă dinamică necesar ă pentru rulmenţii arborelui pinion ... 274.2.2 Capacitatea portantă dinamică necesar ă pentru rulmenţii arborelui condus .. 274.3 Alegerea finală a rulmenţilor ............................................................................ 285 PROIECTAREA CONSTRUCTIVĂ A ROŢII DINŢATE CONICE ................ 296 CALCULUL ASAMBLĂRILOR PRIN PANĂ .................................................. 30

6.1 Calculul asamblării prin pană pentru arborele-pinion ...................................... 306.2 Calculul asamblărilor prin pană pentru arborele condos .................................. 317. ALEGEREA ULEIULUI .................................................................................... 338. PARAMETRII GEOMETRICI AI CORPULUI REDUCTORULUI ................ 34ÎNCHEIERE ............................................................................................................ 35BIBLIOGRAFIE ..................................................................................................... 36


3/39

mMASSDSDDEE

Coala

Mod Coala Nr. Document Semnat. Data

MA 120626 07 03 MC 3

INTRODUCERE

Mecanica aplicată în prezent joacă un rol important în direcţia dezvoltării

activităţii economice umane. Disciplina şi-a spus cuvântul în această privinţă încă din

antichitate. Mecanica aplicată este strâns legată cu mecanica teoretică (cu noţiunile eielementare - statica, cinematica, dinamica punctului material) şi rezultatele obţinute

de aceasta din urmă duc la construirea diferitor mecanisme.

Astfel putem spune că studierea oricărui utilaj, are o strânsă legătur ă cu o

anumită profesie şi procesul de lucru va fi cu atât mai efectiv cu cât se vor cunoaşte

mai bine bazele proiectării maşinilor şi elementele mecanicii aplicate.

Proiectarea este activitatea tehnică mintală şi grafică, desf ăşurată de la

elaborarea temei (ideea de proiectare) şi până la concretizarea imaginii grafice în

desenele de execuţie.

Deoarece activitatea de proiectare are un caracter subiectiv, pentru optimizarea

performanţelor este necesar să se diminueze influenţa factorului subiectiv.

La baza proiectului dat stă proiectarea angrenajului, în cazul de faţă a

angrenajului conic cu dantura dreaptă care serveşte la transmiterea mişcării de rotaţie

între doi arbori perpendiculari.


4/39

mMASSDSDDEE

Coala

Mod Coala Nr. Document Semnat. Data

MA 120626 07 03 MC 3

SARCINA DE PROIECTARE

Mecanismul de acţionare a elevatorului cu căuşe

M

1 2 3 4

5

6

7

8

D

Fig. 1 Mecanismul de ac ţ ionare a elevatorului cu cău şe

1 – motor electric (ME); 2 – cuplaj (C); 3 – reductor cu roţi dinţate

conice (CON); 4 – transmisie prin lanţ (TD, transmisie deschisă);5 – tambur (OL, organ de lucru); 6 – căuş; 7 – banda elevatorului;

8 – dispozitiv de întindere.

DATE INIŢIALE 3

For ţa de tracţiune la lanţ Ft, kN 2,2

Viteza benzii v, m/s 1,4

Diametrul tamburului D, mm 275

Durata de exploatare L, ani 9


5/39

Coala

Mod Coala Nr. Document Semnăt. Data4MA 120626 07 03 MC

1 ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC ŞI CALCULULCINEMATIC AL MECANISMULUI DE ACŢIONARE

1.1 Alegerea motorului electric

1.1.1 Determinăm puterea necesar ă organului de lucru (OL) din cadrul maşinii

proiectate ,ol P kW : ,ol t ol v F P

unde t F este for ţa de tracţiune a OL, 2,2t F kN ;

ol v –viteza linear ă a OL, 1,4ol v m/s.2, 2 1, 4 3,08ol P kW .

1.1.2 Determinăm randamentul orientativ al mecanismului de acţionare ( MA),:ma

,3 arul concma

unde c – randamentul cuplajului, acceptăm ;98,0c

con – randamentul angrenajului reductorului (reductor cu roţi dinţate conice),acceptăm ;95,0con

rul – randamentul unei perechi de rulmenţi, acceptăm ;99,0rul

a – randamentul transmisiei prin lanţ(transmisia deschisă),acceptăm .93,0a , tab. 2.1, pag.12

.84,093,099,095,098,03

ma

1.1.3 Determinăm puterea necesar ă pe arborele motorului electric ( ME ) ,

nec

me P kW :3,083,666

0,84nec ol

me

ma

P P

kW .

1.1.4 Determinăm puterea nominală a ME – nom P kW .În conformitate cu recomandările , pag.13 şi în corespundere cu , tab. S3,

anexa 2, acceptăm în continuare 0,4nom P kW .1.1.5

Alegem prealabil tipul motorului electric.Deoarece pentru 4,0nom P kW îi corespunde mai multe tipuri de ME cu

număr diferit de turaţii, în conformitate cu recomandările , pag.13 şi încorespundere cu , tab. S3, anexa 2, alegem prealabil următoarele două motoareelectrice:

Tabelul 1 – Caracteristica tehnică pentru doua variante de ME alese prealabil. Vari-anta

Modelul ME Caracteristica tehnică Puterea nominală

,nom P kW Turaţia asincronă

,men min-1

Turaţia nominală,nomn min

-1

1 4AM112MB6Y34,0

1000 9502 4AM100L4Y3 1500 1430


6/39

Coala


1.2 Determinarea şi distribuirea raportului total de transmitere al MA1.2.1 Determinăm turaţia arborelui OL – ol n min

-1:360 10

,ol ol v

n D

unde ol v este viteza OL, 1,4ol v m/s;

D – diametrul tamburului, 275 D

mm.360 10 1, 497,23

275ol n

min-1.

1.2.2 Determinăm rapoartele de transmitere ale MA pentru ambele variante de ME , 1mai şi 2mai :

11

9509,77;

97,23nom

ma

ol

ni

n 22

143014.71

97,23nom

ma

ol

ni

n

1.2.3 Determinăm rapoartele de transmitere ale treptelor MA:,td red ma iii

unde ,red i td i sunt rapoartele de transmitere ale reductorului şi, respectiv, aletransmisiei prin angrenaj cilindric deschis, În conformitate cu recomandările, pag.14 şi în corespundere cu , tab. 2.2, pag.15 acceptăm 2,5red i .

Din relaţia de mai sus determinăm valorile 1td i şi 2td i pentru cele două variante propuse:

11

9,773,91;

2,5ma

td

red

ii

i 22

15,85,88

2,6ma

td

red

ii

i .

Deoarece valoarea i td2 depăşeşte valoarea maximă recomandată pentru cazultransmisiei prin curea, în corespundere cu , tab. 2.2, pag.15, acceptăm primavariantă a motorului electric.

Astfel, în final, alegem motorul electric 4AM112MB6Y3 ( 0,4nom P kW ;

950nomn min-1); rapoartele de transmitere:

reductorul cilindric 2,5;red i

transmisia prin curea 3,91;td i

mecanismul de acţionare 9,77.mai


7/39

Coala


1.3 Determinarea parametrilor cinematici şi de forţă ai arborilor MA În corespundere cu schema cinematică a MA sarcina de proiectare pentru

calculul cinematic vom avea următoarea schemă de calcul:

Motor electric→Cuplaj→ Reductor →Transmitere deschisă→Organ de lucru

Prezentăm un r ăspuns tabelar pentru acest calcul (vezi tab. 1.2).

Tabelul 2 – Parametrii cinematici şi de for ţă ai MA.

PARAMETRUL

A R B O R ECONSECUTIVITATEA LEGĂTURII ELEMENTELOR MECANISMULUI DE

ACŢIONARE CONFORM SCHEMEI CINEMATICE Motor electric→Cuplaj → Reductor →Transmitere deschisă→Organ de lucru

me→c→red →td →ol

P u t e r e a

P ,

k W

me 3,667necme me P P

I 1 3, 667 0, 98 0, 99 3, 558me c rul P P

II 2 1 3, 558 0, 95 0, 99 3, 346con rul P P

ol 2 3,346 0,93 0,99 3,081ol a rul P P

T u r a ţ i a n , m i n - 1

V i t e z a u n g h i u

l a r ă ω , s -

1

me 950nomn 950

99,4830 30

nomnom

n

I 9501 nomnn 1 99,48nom

II1

2

950380

2,5red

nn

i 22

38039,79

30 30

n

ol2 380 97,18

3,91ol td

nn

i 97,18 10,17

30 30ol

ol

n

M o m e n t u l d e t o r s i u n e

T ,

N m

me

3 310 3,667 1036,862

99,48me

nom

nom

P T

I

3 31

11

10 3,558 10

35,76699,48

P

T

II

3 32

22

10 3,346 1084,091

39,79

P T

ol

3 310 3,081 10302,949

10,17ol

ol

ol

P T


8/39

Coala


2 CALCULUL DE PROIECT AL ANGRENAJULUI REDUCTORULUI2.1 Alegerea materialului angrenajului şi determinarea tensiunilor

admisibile2.1.1 Alegerea materialului roţilor dinţate, a durităţii şi tratamentului termic.

Alegerea materialului, tratamentului termic şi a durităţii perechii de roţi careangrenează poate fi efectuată conform recomandărilor din , tab. 3.2, pag.18, iar

proprietăţile mecanice ale materialului ales – , tab. 3.3, pag.19. Conform acestor recomandări alegem marca oţelului pentru fabricarea pinionului şi a roţii dinţate – o ţ el Ст 40XH , duritatea – 350 HB.Diferenţa durităţilor medii .502021 med med HB HB

Proprietăţile mecanice ale oţelului Ст 40XH vor fi: – duritatea: 235 262. HB – tratamentul termic: îmbunăt ăţ ire; – dimensiunile limită ale semifabricatului: Dlim ≤ 350 mm;Determinăm duritatea medie a dinţilor pinionului şi roţii dinţate:

pinion – ;2492/)262235(2/)( maxmin1 HB HB HB med roată – .220)5020(2492 med HB

2.1.2 Determinăm tensiunile admisibile de contact pentru pinion 1][ H şi roată ,][ 2 H N/mm

2, conform , tab. 3.2, pag.18:

pinion – 2,515672498,1678,1][ 11 med H HB N/mm2;

roată – 463672208,1678,1][ 22 med H HB N/mm2.

2.1.3 Determinăm tensiunile admisibile de încovoiere pentru pinion 1][ F şi roată ,][

2 F N/mm2, conform , tab. 3.2, pag.18:

pinion – 47,25624903,103,1][ 11 med F HB N/mm2;

roată – 6,22622003,103,1][ 22 med F HB N/mm2.

Deoarece transmisia este reversibilă, F ][ se micşorează cu 25% , pag.19:

pinion – 35,19247,25675,0][ 1 F N/mm2;

roată – 1706,22675,0][ 2 F N/mm2.

2.1.4 Prezentăm un r ăspuns tabelar pentru acest calcul:

Tabelul 3 – Caracteristicile mecanice ale materialului transmisiei.Elementultransmisiei

Marcaoţelului

Dlim,mm

Tratamenttermic

med HB1 H ][ F ][

med HB2 N/mm2

1. Pinion2. Roată dinţată

40XH ≤ 350 Îmbunătăţire249220

515,2463,0

192,35170,0


9/39

Coala


2.2 Dimensionarea angrenajului cu roţi dinţate conice

2.2.1 Determinăm parametrul principal – diametrul de divizare exterior ,2ed mmdupă formula (4.1) pag. 22:

,

][

101653

2

2

32

2

H

H H

red e K

T id

Unde, red i este raportul de transmitere al reductorului, 2,5;red i

2T – momentul de torsiune care acţionează asupra arborelui condus al

reductorului, 2 84,091T Nm;

2][ H – tensiunea admisibilă de contact a materialului roţii dinţate,463][ 2 H N/mm

2;

H K – coeficientul neuniformităţii distribuirii sarcinii pe lungimea dintelui,

acceptăm ;0,1 H K , pag.32

H – coeficientul formei roţilor dinţate conice, acceptăm 0,1 H , pag.32.

3

32 2

2,5 84,091 10165 1,0 163,9

1,0 463ed

mm.

Conform şirului de numere normale, tab.S1, anexa 2, acceptăm 0,1702 ed mm.

2.2.2 Determinăm unghiurile conurilor de divizare a pinionului 1 şi roţii :2

2 2,5 68, 2 ;red arctg i arctg 1 290 21,8 .

2.2.3

Determinăm lungimea exterioar ă a generatoarei conului de divizare ,e R mm:

2

2

17091,55

2sin 2 sin 68, 2e

e

d R

mm.

2.2.4 Determinăm lăţimea coroanei danturate a pinionului şi roţii dinţate ,b mm:0, 285 0,285 91,55 26,09eb R mm.

Conform şirului de numere normale , tab.S1, anexa 2, acceptăm 0,26b mm.

2.2.5 Determinăm modulul de angrenare exterior ,em mm după formula (4.2) pag. 22:

,1014 22

3

2

F

F e F

e K bd

T m

unde F K este coeficientul distribuirii neuniforme a sarcinii pe lungimea coroanei

danturate, acceptăm ;0,1 F K , pag.33;

2T – momentul de torsiune care acţionează arborele condus al reductorului,

2 84,091T Nm; tab. 1.2, pag.5;

F – coeficientul formei dinţilor, acceptăm ;85,0 F , pag.33;

2 F

– tensiunea admisibilă de încovoiere a ro

ţii din

ţate cu dinte mai pu

ţinrezistent, 0,1702 F N/mm

2; tab. 2.1, pag.6.


10/39

Coala


314 84,091 101, 0 1,843

0,85 170,0 26,0 170,0em

mm.

Acceptăm modulul 0,2em mm.

2.2.6 Determinăm numărul de dinţi ai roţii dinţate 2 z şi a pinionului, 1 z :

;0,850,2

0,17022

te

e

m

d z 21

85,034.

2,5red

z z

i

Acceptăm 852 z dinţi şi 1 34 z dinţi.

2.2.7 Determinăm raportul de transmitere real real i şi verificăm abaterea i faţă de

raportul de transmitere ales iniţial red i :

2

1

852,5;

34real z

i z

%;4%100

red

red real

i

iii

2,5 2,5100% 0%.

2,5i

2.2.8 Determinăm valorile reale ale unghiurilor conurilor de divizare a pinionului

1

şi roţii 2

:2 arctg arctg 2,5 68,2 ;real i

1 290 90 68, 2 21,8 . 2.2.9 Determinăm parametrii geometrici de bază ai transmisiei.Tabelul 4 – Parametrii geometrici de baz ă ai angrenajului conic mm.

PARAMETR Pinion Roată

D i a m

e t r u l

divizare 1 1 2,0 34 68e ed m z 2 2 2,0 85 170,0e ed m z

exterior 111 cos2 eeae md d

68,0 2 2,0 cos 21,8 71,714

222 cos2 eeae md d

17,0 2 2,0 cos 68, 2 171, 455

interior

111 cos4,2 ee fe md d

68, 0 2, 4 2, 0 cos 21,8 63,543

222 cos4,2 ee fe md d

170, 0 2, 4 2, 0 cos 68, 2 168,217

Generatoarea conuluide divizare

2

2

170,091,55

2sin 2 sin 68, 2e

e

d R

Lăţimea coroaneidanturate

0,26b

În final, determinăm diametrul cercului de divizare median al pinionului 1d şiroţii danturate 2d , mm:

1 10, 857 0, 857 68 58, 276ed d mm;

69,1450,170857,0857,0 22 ed d mm.


11/39

Coala


Figura 2 – Parametrii geometrici de baz ă ai angrenajului cu ro ţ i din ţ ate conice. 2.3 Calculul forţelor în angrenaj

Figura 3 – For ţ ele în angrenajul conic. For ţ a tangen ţ ial ă:

pinion – ;21 t t F F

roată –3 3

22

2

2 10 2 84,091 101155

0,857 0,857 170t e

T F

d

N ;

For ţ a radial ă: pinion – 1 1 10, 36 cos 0, 36 1155 cos 21, 8 386r t F F N ;

roată – 2 1 155r a F F N ;

For ţ a axial ă: pinion 1 1 10,36 sin 0,36 1155 sin 21,8 155a t F F N ;

roată – 2 1 386a r F F N .


12/39

Coala


2.4 Calculul de verificare a angrenajului2.4.1 Verificarea angrenajului după tensiunea de contact 2 H , N/mm

2 după

formula (4.14) pag. 27:

,0,1

470 22

22

2 H H H H e H

real t

H K K K bd

i F

unde H K este coeficientul distribuirii sarcinii între dinţi ;0,1 H K , pag.36;2t F – for ţa tangenţială de angrenare, 2 1155t F N ; p.2.3, pag.9;

H K – coeficientul sarcinii dinamice, care depinde de viteza periferică a roţii.

Determinăm viteza periferică a roţii dinţate ,v m/s:

2 22 3 3

39,79 170,03,38

2 10 2 10ed v

m/s.

Stabilim treapta a 9-a de precizie pentru angrenajul proiectat , tab. 4.4, pag.28şi acceptăm ;15,1 H K , fig. 4.2, pag.29

Mărimile 2 H , N/mm2; H K ; H ; 2ed ,mm; b ,mm; real i – p.2.2, pag.7;

2 , s-1 – viteza unghiular ă a arborelui condus p.1.2, pag.6.

2

2

1155 2,5 1,0470 1,0 1,0 1,15 422,77

1,0 170,0 26,0 H

N/mm2 4632 H N/mm

2;

Aşa cum condiţia se respectă putem trece la următoarea etapă a calculului deverificare.2.4.2 Verificarea angrenajului după tensiunea de încovoiere a dinţilor F , N/mm

2

după formulele (4.15, 4.16) pag. 29: ;2

222 F F F F

e F

t F F K K K

mb

F Y

,12

121 F

F

F F F

Y

Y

unde em , mm este modulul exterior al angrenării; F K ; b , mm – lăţimea coroanei

dinţate; 2t F , N – for ţa tangenţială din angrenaj tab.2.2 şi p. 2.3;

F K – coeficientul distribuirii sarcinii între dinţi, acceptăm ;0,1 F K

, pag.36

F K – coeficientul sarcinii dinamice, acceptăm ;4,1 F K , tab. 4.4, pag.28

1 F Y şi 2 F Y – coeficienţii de formă ai dinţilor pinionului şi roţii dinţate, care sedetermină în dependenţă de numărul echivalent de dinţi ai pinionului şiroţii dinţate 1v z şi 2v z :

11

1

3436,62;

cos cos 21,8v z

z

222

85235,16;

cos cos 68, 2v z

z

Deci, acceptăm 75,31 F Y şi 63,32 F Y ; , tab. 4.7, pag.30


13/39


14/39

Coala


3 CALCULUL ARBORILOR3.1

Calculul de predimensionareDin condiţia de rezistenţă la r ăsucire şi în conformitate cu recomandările ,

pag.55 determinăm prealabil diametrele minime ale arborilor:Tabelul 6 – Determinarea prealabil ă a diametrelor arborilor, mm.

ARBORE-PINION ARBORELE ROŢII DINŢATE

3 31 331

10 35,766 10 23,960,2 0,2 13,0 pT d

mm

acceptăm 0,251 pd

3 32 331

10 84,091 10 27,60,2 0,2 20,0aT d

mm

acceptăm 0,301 ad

Unde 1T şi ,2T Nm sunt momentele de torsiune pe arbori (vezi tab. 1.2); 2012k N/mm

2 – tensiunea admisibilă la r ăsucire , pag.55.

3.2 Calculul de dimensionare3.2.1 Alegerea prealabilă a rulmenţilor

În conformitate cu recomandările, tab. 6.1, pag.57 şi GOST 27365-87 alegem prealabil următorii rulmenţi , tab. S6, anexa 2:Tabelul 7 – Alegerea prealabil ă a rulmen ţ ilor .

Schemarulmentului

(GOST 27365-87)

Simbolizarea

Dimensiunile, mm

α d D T B Cr e

7205A 25 52 16,5 15 13 0,36

15°

7206A 30 62 17,5 16 14 0,36

3.2.2 Elaborarea schiţei de dimensionare a reductorului conicÎn corespundere cu schema cinematică a reductorului conic sarcina tehnică

elabor ăm schiţa acestuia, luând în consideraţie recomandările , pag.58-65.

Pentru determinarea punctelor de aplicare a reacţiunilor în reazeme, prealabilcalculăm distanţa de la partea frontală a rulmentului până la punctul de aplicare areacţiunilor a, mm:

,3

5,0

e

Dd T a

unde valorile d, D, T mm şi e sunt prezentate în tab.3.2.


15/39

Coala


Figura 4 – Schi ţ a reductorului conic


16/39

Coala


Figura 5 – Schi ţ a reductorului conic


17/39

Coala


1336,03

52255,165,0

pa mm 1436,03

62305,175,0

aa mm

În continuare, în corespundere cu fig. 3.1 (a, b), determinăm următoarelemărimi necesare pentru calcul:

1 2 2cos 2 91,55 cos68, 2 2 8 50eC C R x mm

26,091,55 78,552 2m eb

R R mm

0,335,160,20,25,1 p p T L mm

12 2 50 17,5 135a a L C T mmAstfel, valorile distanţelor de aplicare a reacţiunilor în reazeme sunt:

- pentru pinion

1 2sin 26,0 sin 68, 2 24 pl b mm

0,590,1320,3322

p p p a Ll mm - pentru roata

2 2

135cos 78,55 cos68,2 14,0 82

2 2a

a m a

Ll R a mm

1 22 135 2 14 82 25a a a al L a l mm

3.2.3 Calculul de dimensionare a arborelui-pinion Date ini ţ iale: 1 58,28d mm – diametrul cercului median tab. 2.3, pag.11;

1155t F N ; 386r F N ; 155a F N – for ţele în angrenaj pag.9;

0,241 pl mm; 0,592 pl mm – distanţele de aplicare a reacţiunilor în reazeme

pag.15.

Figura 6 – Schema de calcul a arborelui-pinion.


18/39

Coala


3.2.3.1 Determinăm for ţele de reacţiune în reazemele A şi B (fig. 6).Planul vertical (YOZ )

,202

02

111

12 p

a pr

Bva pr p Bv Al

d F l F

Rd

F l F l R M v

58,28386 24, 0 155 2 80,4659,0 Bv

R N

,202

02

1211

212 p

a p pr

Ava p pr p Av Bl

d F l l F

Rd

F l l F l R M v

58,28386 24,0 59,0 155 2 466,4659,0 Av

R

N

Verificarea: 0 0 386 466,46 80, 46 0.v r Av Bv F F R R Planul orizontal (XOZ ) 1

2 12

1155 24,00 0 469,83

59,0ot p

A Bo p t p Bo

p

F l M R l F l R

l

N ,

1 2

2 1 22

1155 24,0 59,00 0 1624.83

59,0ot p p

B Ao p t p p Ao

p

F l l M R l F l l R

l

N .

Verificarea: 0 0 1155 1624,83 469,83 0.o t Ao Bo F F R R

Reacţiunile sumare în reazemele A şi B vor fi:2 2 2 21624,83 466, 46 1690, 46 A Ao Av R R R N ;

2 2 2 2469,83 80,46 476,67 B Bo Bv R R R N .

3.2.3.2 Construirea diagramelor momentelor încovoietoare (fig. 3.3), Nm.Planul vertical (YOZ ) Sectorul I p I l Z 10

386v r Q F N .

0201

va I r î M d F Z F M v

.2

1d F Z F M a I r v

Pentru ,0 I Z

10,05828

0 155 4,522 2v ad

M F Nm.

Pentru ,1 p I l Z 2

111

d F l F l M a pr pv

0,05828386 0,024 155 4,75

2

Nm.


19/39

Coala


Sectorul II p p II p l l Z l 211

96,9644096,536 r Avv F RQ N .

02

0 11 v p II Ava II r î M l Z R

d F Z F M

v

.2 11 p II Ava II r v l Z Rd F Z F M

Pentru ,1 p II l Z

11 1 1 10,05828

386 0,024 155 4,752 2v p r p a Av p pd

M l F l F R l l Nm.

Pentru ,21 p p II l l Z

p p p Ava p pr p pv l l l Rd

F l l F l l M 1211

2121 2

0,05828386 0,083 155 466,46 0,059 0.2

Planul orizontal ( XOZ ) Sectorul I p I l Z 10

1155o t Q F N .

.00 I t oo I t î Z F M M Z F M o Pentru .000,0 t o I F M Z

Pentru ,1 p I l Z

1 1 1155 0, 024 27, 72o p t p M l F l Nm.Sectorul II p p II p l l Z l 211

1624,83 1155 469,83o Ao t Q R F N .

00 1 o p II Ao II t î M l Z R Z F M o

.1 p II Ao II t o l Z R Z F M

Pentru ,1 p II l Z

1 1 1 1o p t p Ao p p M l F l R l l 1155 0, 024 27, 72 Nm.

Pentru ,21 p p II l l Z

1 2 1 2 1 2 1 1155 0, 083 1624, 83 0, 059 0.o p p t p p Ao p p p M l l F l l R l l l

3.2.3.3 Determinăm momentul de încovoiere rezultant (fig. 3.3) în secţiunile

caracteristice ale arborilor (1…3) .rez M , Nm în conformitate cu relaţia:


20/39

Coala


,22. vorez M M M

2 2 2.1 1 1 4,52 0 4,52rez o v M M M Nm;

2 2 2 2.2 2 2 27,72 4,75 31,96rez o v M M M Nm;

00023233. vorez M M M Nm.

3.2.3.4

Construim diagrama momentului de torsiune pentru arborele-pinion, careeste egal cu 1 35,766T Nm şi acţionează pe toată lungimea acestuia (fig. 3.3).3.2.3.5

Determinăm şi construim diagrama momentelor echivalente de încovoiere(fig. 3.3) în secţiunile caracteristice (1…3) .ech M , Nm din relaţia:

2 2. . 0,75 ,ech rez M T

2 2 2 2.1 .1 10,75 4,52 0,75 35,766 31,3ech rez M M T Nm;

2 2 2 2.2 .2 0,75 31,96 0,75 39,02 44,51ech rez M M T Nm;

2 2 2.3 .3 0,75 0 0,75 39,02 30,97ech rez M M T Nm.

3.2.3.6 Verificăm diametrul arborelui-pinion în secţiunea cea mai solicitată.Conform momentului echivalent de încovoiere maxim, precizăm valoarea

diametrului în secţiunea critică a arborelui din condiţia de rezistenţă la încovoiere:

,

1,0

103

3.

i

ech M d

mm

unde i este tensiunea admisibilă la încovoiere. În conformitate cu ciclul defuncţionare pulsator, acceptăm 0,75i N/mm

2; , tab. S2, anexa 2

.ech M – momentul echivalent de încovoiere în secţiunea cea mai solicitată,

care corespunde valorii maxime .2 44,51ech M Nm.Deci, pentru secţiunea 2 (valoarea diametrului determinată prealabil pentru

acest sector corespunde 0,251 pd mm tab. 3.1, pag.12) vom avea:

3 3.2 331

10 44,51 1018,1

0,1 0,1 75,0

ech p

i

M d

mm 1 25 pd mm 18,1 mm.

Condiţia se respectă. În acelaşi timp, în conformitate cu recomandările , pag.76, diametrul arborelui-pinion ,1 pd mm trebuie majorat cu cca. 5%.

Deoarece în construcţia arborelui-pinion ,1 pd mm va corespunde treptei

arborelui sub rulment şi garnitur ă, acesta se precizează în conformitate cu diametrulinelului interior al rulmentului. Astfel, conform , tab. S6, anexa 2 acceptăm

0,201 pd mm.


21/39

Coala


Figura 7 – Diagrama momentelor încovoietoare şi de torsiune a arborelui-

pinion.


22/39

Coala


3.2.4 Calculul de dimensionare a arborelui condus Date ini ţ iale: 7,1452 d mm – diametrul cercului median tab. 2.3, pag.11;

1155t F N ; 155r F N ; 386a F N – for ţele în angrenaj pag.9;

1 25al mm; 2 82al mm – distanţele de aplicare a reacţiunilor în reazeme pag. 15

Figura 8 – Schema de calcul a arborelui-pinion.3.2.4.1 Determinăm for ţele de reacţiune în reazemele C şi D (fig. 3.4).Planul vertical (YOZ )

,202

021

12

2121

aa

ar a

Dvaar aa DvC l l

l F d

F R

d F l F l l R M

v

145,7386 155 252 226,625 82 Dv

R

N

,202

021

122

221aa

aar

Cvaar aaCv Dl l

d F l F

Rd

F l F l l R M v

145,7155 82 386 2 381,625 82Cv

R

N

Verificarea: 0 0 381,6 155 226,6 0.v Cv r Dv F R F R Planul orizontal (XOZ )

11 2 11 2

1155 250 0 269,86107o

t aC Do a a t a Do

a a

F l M R l l F l Rl l

N ,

21 2 21 2

1155 820 0 885,14

107ot a

D Co a a t a Co

a a

F l M R l l F l R

l l

N .

Verificarea: 0 0 885,14 1155 269,86 0.o Co t Do F R F R Reacţiunile sumare în reazemele C şi D vor fi:

2 2 2 2885,14 381,6 963,89C Co Cv R R R N ;

2 2 2 2269,86 226,6 352,38 D Do Dv R R R N .


23/39

Coala


3.2.4.2 Construirea diagramelor momentelor încovoietoare (fig. 9), Nm.Planul vertical (Y OZ ) Sectorul I a I l Z 10

381,6v CvQ R N .

.00 I Cvvv I Cvî Z R M M Z R M v Pentru 000,0 Cvv I R M Z Nm.

Pentru ,1a I l Z 1 1 381, 6 0, 025 9, 54v a Cv a M l R l Nm.

Sectorul II aa II a l l Z l 211 381, 6 155 226,6v Cv r Q R F N .

02

0 21 vaa II r II Cvî M d

F l Z F Z R M v

.2

21

d F l Z F Z R M aa II r II Cvv

Pentru ,1a II l Z

2

21111

d F l l F l Rl M aaar aCvav

0.1457381,6 0,025 386 18,582 Nm.

Pentru ,21 aa II l l Z 22

22121

d F l F l l Rl l M aar aaCvaav

0.1457381,6 0,107 155 0,082 386 0.2

Planul orizontal ( XOZ ) Sectorul I a I l Z 10

885,14o Co

Q R N .

.00 I Cooo I Coî Z R M M Z R M o Pentru .000,0 Coo I R M Z Pentru ,1a I l Z

1 1 885,14 0,025 22,13o a Co a M l R l Nm.

Sectorul II p p II p l l Z l 211 885,14 1155 269,86o Co t Q R F N .

00 1 oa II t II Coî M l Z F Z R M o .1a II t II Coo l Z F Z R M

Pentru ,1a II l Z aat aCoao l l F l Rl M 1111 885,14 0,025 0 22,13 Nm.

Pentru ,21 aa II l l Z

1 2 1 2 2 885,14 0,107 1155 0, 082 0.o a a Co a a t a M l l R l l F l


24/39

Coala


3.2.4.3 Determinăm momentul de încovoiere rezultant (fig. 9) în secţiunilecaracteristice ale arborilor (1…3) .rez M , Nm în conformitate cu relaţia:

,22. vorez M M M

;02323

21

213.1. vovorez rez M M M M M M

2 2 2 2

.2 2 2 22,13 9,54 24,1rez o v M M M

Nm;2 2 2 2

.2 2 2 22,13 18,58 28,9rez o v M M M Nm.

3.2.4.4 Construim diagrama momentului de torsiune pentru arborele condus, care

este egal cu 2 84,091T Nm şi acţionează de la locul fixării roţii dinţate conice îndirecţia ieşirii fluxului de putere (fig. 9).3.2.4.5 Determinăm şi construim diagrama momentelor echivalente de încovoiere(fig. 9) în secţiunile caracteristice (1…3) .ech M , Nm din relaţia:

2 2. . 0,75 ,ech rez M T

2 2 2.1 .1 10,75 0 0,75 84,091 72,82ech rez M M T Nm;

2 2 2 2.2 .2 20,75 24,1 0,75 84,091 76,71ech rez M M T Nm;

2 2 2 2.2 .2 20,75 28,9 0,75 84,091 78,35ech rez M M T Nm;

2 2.3 .3 30,75 0.ech rez M M T

3.2.4.6 Verificăm diametrul arborelui în secţiunea cea mai solicitată.Conform momentului echivalent de încovoiere maxim, precizăm valoarea

diametrului în secţiunea critică a arborelui din condiţia de rezistenţă la încovoiere:

,

1,0

103

3.

i

ech M d

mm

unde i este tensiunea admisibilă la încovoiere. În conformitate cu ciclul defuncţionare pulsator, acceptăm 0,75i N/mm

2; , tab. S2, anexa 2

.ech M – momentul echivalent de încovoiere în secţiunea cea mai solicitată,

care corespunde valorii maxime .2 78,35ech M Nm.Deci, pentru secţiunea 2 (valoarea diametrului determinată prealabil pentru

acest sector corespunde 1 30ad mm tab. 3.1, pag.12) vom avea:

3 3.2 331

10 78,35 1021,86

0,1 0,1 75,0ech

a

i

M d

mm 0,301 ad mm 21,86 mm.

Condiţia se respectă. În acelaşi timp, în conformitate cu recomandările , pag.76, diametrul arborelui-pinion ,1 pd mm trebuie majorat cu cca. 10%.

Deoarece în continuare ,1ad mm va corespunde treptei arborelui sub rulmentşi garnitur ă, acesta se precizează în conformitate cu diametrul inelului interior al

rulmentului. Astfel, conform , tab. S6, anexa 2 acceptăm 1 25ad mm.


25/39

Coala


Figura 9 – Diagrama momentelor încovoietoare şi de torsiune a arborelui condus.


26/39

Coala


3.3 Proiectarea constructivă a arborilorDeterminăm dimensiunile geometrice ale fiecărei trepte în conformitate cu

recomandările , tab. 6.2-6.3, pag.78.Tabelul 8 – Determinarea a diametrelor arborilor, mm.

TREAPTA ARBORELUI ARBORELE PINION (fig. 3.6, a)

I-a – sub rulmenţi 0,201 pd pag.19; al 1 se determină grafic.

II-a – sub filet 5,11812 M d d p p , tab. S7, anexa 2;32 H l mm 0,110,38 , tab. S7, anexa 2.

III-a – sub garnitura capaculuideschis al rulmentului

323 p p d d mm ;0,150,30,18

pl 3 se determină grafic.

IV-a – sub un element altransmisiei deschise sausemicuplaj

;0,110,220,15234 t d d p p În conformitate cu ,

tab. S10, anexa 2 acceptăm 4 12 pd şi 4 36 pl

V-a – umărul de sprijin pentrurulment

;0,230,130,20315 f d d p p

acceptăm0,24

5

pd

şi .0,55

l TREAPTA ARBORELUI ARBORELE CONDUS (fig. 3.6, b)

I-a – sub pinion sau roată dinţată ,8,295,12,3252,321 r d d aa acceptăm

;0,301 ad 1l se determină grafic.

II-a şi IV-a – sub rulmenţi şigarnitur ă

0,2542 aa d d pag.24; al 2 se determină grafic;T l a 4 (unde T este lăţimea rulmentului) 5,174 al .

III-a – sub un element altransmisiei deschise sausemicuplaj

.6,202,220,25223 t d d aa În conformitate cu ,

tab. S10, anexa 2 acceptăm 0,203 ad şi .0,363 al

V-a – umărul de sprijin pentruroţile danturate ;0,330,130,303

15 f d d aa

acceptăm 0,345 ad şi .0,85 al

a)

b)

Figura 10 – Construc ţ ia arborilor pentru reductorul cu angrenaj conic: a) arbore-pinion; b) arbore condus.


27/39

Coala


4 CALCULUL DE VERIFICARE A RULMENŢILOR4.1

Determinarea duratei de funcţionare necesare pentru MA

Pentru determinarea duratei de funcţionare necesare ,h L ore este nevoie de

durata de funcţionare , L ani a mecanismului de acţionare prezentă în sarcina

tehnică. Astfel, durata de funcţionare calculată în ore ,h L ore:

365 24 9 365 24 0,7 0,66 36424h z h L L K K ore,unde 9 L ani;

7,0 z K – coeficientul zilelor lucr ătoare , pag.81;66,0h K – coeficientul orelor lucr ătoare , pag.81.

4.2 Determinarea capacităţii dinamice portante necesare rulmenţilor4.2.1 Capacitatea portantă dinamică necesar ă pentru rulmenţii arborelui pinion:

3,31 6

57310

hrc Ep r

LC R C N ,

unde ,1 s-1 este viteza unghiular ă a arborelui pinion, 1 99,48 s

-1 tab. 1.2, pag.5;

, Ep R N este sarcina dinamică echivalentă a arborelui pinion.

Relaţia pentru determinarea sarcinii dinamice echivalente depinde de raportul:

1

1

505,110,3 0,36;

1,0 1690,46a

r

Re e

V R

2

2

660,111,38 0,36,

1,0 476,67

a

r

Re e

V R

unde ,a R N este sarcina axială a rulmentului , tab. 7.4, pag. 85, care se determină în

dependenţă de componenta axială a sarcinii radiale a rulmentului , s R N , , tab.7.1, pag.81:

1 10,83 0,83 0,36 1690, 46 505,11 s r R e R N ;

2 20,83 0,83 0,36 476,67 142, 43 s r R e R N ;

1 1 505,11a s R R N ; 2 1 1 505,11 155 660,11a s a R R F N .

1 155a F N – for ţa axială în angrenaj p. 2.3, pag.9;

,r R N –sarcina radială a rulmentului, care corespunde for ţei de reacţiune

sumare din reazeme. Acceptăm 1 1690,46r A R R N , 2 476,67r B R R N ;;36,0e ;67,1Y , tab. S6, anexa 2

0,1V – coeficientul de rotire pentru cazul rotirii inelului interior.În conformitate cu recomandările , pag. 80 alegem următoarele relaţii pentru

determinarea sarcinilor dinamice echivalente pentru cazul arborelui pinion , Ep R N :

1 1 0,4 1,0 1690,46 1,2 1,0 811,42 Ep r s t R X V R K K N ;

2 2 2 0,4 1 476,67 1,67 660,11 1,2 1 1551,66 Ep r a s t R X V R Y R K K N ,


28/39

Coala


unde X este coeficientul sarcinii radiale, acceptăm 0,4 X , tab. 7.1, pag.81;

s K – coeficientul de siguranţă, acceptăm 2,1 s K , pag.81;

t K – coeficientul de temperatur ă, acceptăm 0,1t K , pag.81.

3,3 3,32 1 6 6

36424573 1551,66 573 99,48 15704,8

10 10h

rc Ep

LC R N .

4.2.2

Capacitatea portantă dinamică necesar ă pentru rulmenţii arborelui condus:

3,32 6

57310

hrc Ea r

LC R C N ,

unde ,2 s-1 este viteza unghiular ă a arborelui pinion, 2 39,79 s

-1 tab. 1.2, pag.5;

, Ea R N este sarcina dinamică echivalentă a arborelui condus.

Determinăm raportul pentru alegerea relaţiei de determinare a lui : Ea R

;36,03,008,11010,1

0,3291

1

ee RV

R

r

a

,36,092,164,4000,1

0,769

2

2

ee RV

R

r

a

unde ,a R N este sarcina axială a rulmentului , tab. 7.4, pag.85, (similar pinion):

1 10,83 0,83 0,36 963,89 288,01 s r R e R N ;

2 20,83 0,83 0,36 352,38 105,29 s r R e R N ;

1 1 288,01a s R R N ; 2 1 2 288, 01 386 674, 01a s a R R F N .2 386a F N – for ţa axială în angrenaj p. 2.3, pag.9;

,r R N –sarcina radială a rulmentului, care corespunde for ţei de reacţiune

sumare din reazeme. Acceptăm 1 963,89r C R R N , 2 352,38r D R R N ;;36,0e ;65,1Y , tab. S6, anexa 2

0,1V – coeficientul de rotire pentru cazul rotirii inelului interior.În conformitate cu recomandările , pag. 80 alegem următoarele relaţii pentru

determinarea sarcinilor dinamice echivalente pentru cazul arborelui condus , Ea R N :

1 1 0, 4 1, 0 963,89 1, 2 1, 0 462, 67 Ea r s t R X V R K K N ;

2 2 2 0,4 1 352,38 1,65 674,01 1,2 1 1503,68 Ea r a s t R X V R Y R K K N ,unde X este coeficientul sarcinii radiale, acceptăm 4,0 X , tab. 7.1, pag.81;

s K – coeficientul de siguranţă, acceptăm 2,1 s K , pag.81;

t K – coeficientul de temperatur ă, acceptăm 0,1t K , pag.81.

3,3 3,32 2 6 6

36424573 1503,68 573 39,79 11529,15

10 10h

rc Ea

LC R N .


29/39

Coala


4.3 Alegerea finală a rulmenţilorÎn conformitate cu diametrele sub rulmenţi şi capacităţile portante determinate

anterior, alegem următorii rulmenţi pentru arborii reductorului conic , tab. S6, anexa2:Tabelul 9 – Alegerea final ă a rulmen ţ ilor , tab. S6, anexa 2.

Simbolizarea

(GOST 27365-87)

Dimensiunile, mm Capacitatea

portantă, kN d D T B C e Y C r C 0r 7204A 20 47 15,5 14 12

0,36 1,6726,0 16,6

7205A 25 52 16,5 15 13 29,2 21,0


30/39

Coala


5 PROIECTAREA CONSTRUCTIVĂ A ROŢII DINŢATE CONICELuând în consideraţie recomandările , pag.89-91 alegem metoda de obţinere a

semifabricatului prin ştanţare, iar amplasarea butucului roţii dinţate faţă de reazeme – asimetrică (fig. 11).

Figura 11 – Construc ţ ia ro ţ ii din ţ ate conice ob ţ inut ă prin ştan ţ are Tabelul 10 – Determinarea parametrilor constructivi ai ro ţ ii din ţ ate conice mm.ELEMENTUL

ROŢIIPARAMETRUL RELAŢIA DE CALCUL

Coroana danturată

Diametrul cerculuiexterior

45,1712 aed (vezi calculul angrenajului, tab. 2.3, pag.11).

Lăţimea,6,150,266,06,00 bb acceptăm ,0,160 b

unde 0,26b tab. 2.3, pag.11.

Grosimea

25,2 emS mm ;0,70,20,25,2

.4,20,22,12,10 emS

În corespundere cu , tab. S1, anexa 2, acceptăm 0,8S şi

.0,30 S

Teşitura ,4,12,10,27,06,07,06,0 em f

acceptăm .2,1 f

Butucul

Diametrul interior 0,301 ad (construcţia arborilor, fig. 10).

Diametrul exterior .5,460,3055,155,1 1 abut d d În corespundere cu ,

tab. S1, anexa 2, acceptăm .0,48but d

Lăţimea

.0,450,360,305,12,15,12,1 1 abut d l Din considerente constructive şi în corespundere cu , tab.

S1, anexa 2, acceptăm .0,40but l

DisculGrosimea

.4,108,70,264,03,04,03,0 bC Din considerente constructive şi în corespundere cu , tab.

S1, anexa 2, acceptăm 0,10

C Raze de rotunjire 5 R mm, acceptăm prealabil .0,6 R


31/39

Coala


6 CALCULUL ASAMBLĂRILOR PRIN PANĂ 6.1

Calculul asamblărilor prin pană pentru arborele-pinionDate iniţiale:

0,114 pd mm şi 4 36 pl mm sunt diametrul şi lungimea treptei arborelui, pe

care este instalată pana;1155t F N este for ţa tangenţială în angrenaj.

Figura 12 – Asamblarea prin pană paralel ă pe arborele-pinion. 6.1.1 Predimensionare penei

În conformitate cu diametrul ,4 pd mm conform , tab. S9, anexa 2 stabilim

dimensiunile secţiunii transversale ale penei (fig. 6.1):0,5b mm; 0,5h mm; 0,31 t mm; 3,22 t mm.

Lungimea penei ,l mm se stabileşte în dependenţă de lungimea treptei

arborelui, pe care este instalată pana – ,4 pl mm:

4 5 10 36 5 10 31 26 pl l mm.Acceptăm conform şirului de lungimi ale penei standardizat – 28l mm.Deci, alegem prealabil următoarea pană:

Pană 5x5x28 GOST 23360-78.

6.1.2 Calculul de verificare a penei

Penele paralele, utilizate la proiectarea reductoarelor, sunt verificate lastrivire. Condiţia de rezistenţă la strivire:

, s st

s A

F


32/39

Coala


unde , s A mm2 este suprafaţa de strivire, care se determină din relaţia:

10,94 0,94 5,0 3,0 23 39,1 s ef A h t l mm2;

,ef l mm – lungimea de lucru efectivă a penei cu suprafeţe frontale rotunjite:

28 5 23ef l l b mm;

, s N/mm2 – tensiunea admisibilă la strivire. Pentru bucşă de oţel şi sarcini

liniştite 190110 s N/mm2 , pag.88.3 3

12 10 2 35.766 10 91,4720 39,1 s

s

T

d A

N/mm2 . s

Deoarece tensiunea de strivire se află în limitele admisibile, acceptămurmătoarea pană:

Pană 5x5x28 GOST 23360-78.

6.2 Calculul asamblărilor prin pană pentru arborele condus

Date iniţiale:0,203 ad mm şi 0,363 al mm – diametrul şi lungimea treptei arborelui sub

butucul elementului transmisiei deschise; fig.3.60,301 ad mm şi 0,40but l mm – diametrul interior şi lungimea butucului

roţii dinţate; tab. 5.11155t F N este for ţa tangenţială în angrenaj. pag.9

Figura 13 – Asambl ările prin pană ale arborelui condus.


33/39

Coala


6.2.1 Predimensionarea penelorSecţionarea A-A. În conformitate cu diametrul ,1ad mm conform , tab. S9,

anexa 2 stabilim dimensiunile secţiunii transversale ale penei (fig. 6.2):0,10b mm; 0,8h mm; 0,51 t mm; 3,32 t mm.

Lungimea penei ,1l mm se stabileşte în dependenţă de lungimea butucului

roţii dinţate – ,but

l mm:

35301050,401051 but l l mm.Acceptăm conform şirului de lungimi ale penei standardizat – 0,32l mm.Deci, prealabil alegem următoarea pană:

Pană 10x8x32 GOST 23360-78.Secţionarea B-B. În conformitate cu diametrul ,3ad mm conform , tab. S9,

anexa 2 stabilim dimensiunile secţiunii transversale ale penei (fig. 6.2):0,6b mm; 0,6h mm; 5,31 t mm; 8,22 t mm.

Lungimea penei,

3l

mm se stabileşte în dependen

ţă de lungimea trepteiarborelui, pe care este instalată pana – ,3al mm:

31261050,3610533 al l mm.Acceptăm conform şirului de lungimi ale penei standardizat – 0,28l mm.Deci, prealabil alegem următoarea pană:

Pană 6 x6 x28 GOST 23360-78.6.2.2 Calculul de verificare a penei

Condiţia de rezistenţă la forfecare:

, s st

s A

F

unde , s A mm2 – suprafaţa de forfecare:

Secţiunea A-A 44,550,220,50,894,094,0 1 ef s l t h A mm2;

Secţiunea B-B 08,470,225,30,694,094,0 1 ef s l t h A mm2;

,ef l mm – lungimea de lucru efectivă a penei cu suprafeţe frontale rotunjite:

Secţiunea A-A 0,220,100,321 bl l ef mm;

Secţiunea B-B 0,220,60,283 bl l ef mm;

Astfel,

Secţiunea A-A 3 3

2

1

2 10 2 84.091 10101.12

30 55,44 s a s

T

d A

N/mm2 . s

Secţiunea B-B 3 3

2

1

2 10 2 84.091 10178,61

20 47,08 sa s

T

d A

N/mm2 . s

Deoarece tensiunile de forfecare pentru ambele secţiuni se află în limiteleadmisibile, acceptăm următoarele pene:

Secţiunea A-A Pană 10x8x32 GOST 23360-78.Secţiunea B-B Pană 6 x6 x28 GOST 23360-78.


34/39

Coala


7

ALEGEREA ULEIULUIPentru micşorarea pierderilor la frecare şi a intensităţii uzării suprafeţelor de

contact, de asemenea pentru protejarea lor contra gripării şi coroziunii şi pentruevacuarea mai eficientă a căldurii din zona frecării,trebuie asigurată o ungereefectiva.

În construcţia de maşini modernă este utilizată cu succes metoda de ungere aangrenajelor în baie de ulei. La rotirea roţilor uleiul împroşcat se scurge pesuprafaţa interioar ă a corpului. În interiorul corpului se formează o ceaţă din

picături de ulei,cu care sunt acoperite suprafeţele tuturor pieselor.Alegerea tipului lubrifiantului se bazează pe experienţa de exploatare a

maşinilor.Principiul de alegere a uleiului este următor:cu cât sunt mai înalte tensiunile

de contact, cu atât trebuie să fie mai înaltă viscozitatea uleiului.În cazul nostru la 463 H Pa

3.38 /v m s Se foloseşte ulei И – Г – А –46.Calculul nivelului uleiului în reductorAdâncimea de scufundare a elementelor reductorului conic:În reductoarele conice dinţii roţii dinţate conice sau ai pinionului conic

trebuie să fie scufundaţi în întregime în baia de ulei


35/39

Coala


8

PARAMETRII GEOMETRICI AI CORPULUI REDUCTORULUI

8.1. Grosimea peretelui corpului reductorului

mmT 64 2 , m N T 2

41.12 84, 091 3.03mm . Acceptăm 6mm

8.2. Grosimea peretelui capacului reductorului

9,0c ;

0,9 6 5,4c mm Acceptăm 6c mm

8.3. Grosimea flanşelor

5,1b ;

1,5 6 9b mm .

8.4. Diametrul şurubului de fixare3

2 8d T mm ;

84.091 9.17d mm Acceptăm 10d mm

8.5. Lăţimea flanselor

d K 7,2 ;

2,7 10 27 K mm .

8.6. Grosimea tălpilor2,5T ;

2,5 6 15T mm .

8.7. Diametrul şurubului de fundaţie

1,2 f d d ;

1,2 10 12 f d mm Acceptăm 14 f d mm .

8.8. Lăţimea jocului de la fundul reductorului până la temelie 5,02 ;

2 0,5 6 3mm .

8.9. Diametrul ştiftului

0,8S d d ;

0,8 10 8S d mm .

Diametrul se alege dinş

irul standard: 10

S d mm

.


36/39

Coala


ÎNCHEIERE

Memoriu explicativ dat conţine calcule privind proiectarea reductorului

conic, care este folosit la transmiterea mişcării de rotaţie între doi arbori. În primul

capitol, reieşind din datele iniţiale, am ales motorul electric şi am calculat

acţionarea electromecanică. În capitolele doi am ales materialul pentru roţiledinţate, am calculat tensiunile admisibile şi am proiectat angrenajul conic. După

calculele obţinute am schiţat arborii, roata şi schema reductorului. În capitolele

următoare: am efectuat calculul de verificare a arborelor pinion şi condus la

diferite solicitări; am ales şi am verificat rulmenţii şi penele. În capitolul 7 am ales

tipul lubrifiantului şi am descris metoda de ungere a angrenajului, în baie de ulei.

Proiectul se încheie cu partea grafică: pe o coală de hârtie de formatul A1 esteelaborat desenul de asamblare (vedere generală a reductorului).


37/39

Coala


BIBLIOGRAFIE

1. Dulgheru V., Ciupercă R., Bodnariuc I., Dicusar ă I., ”Mecanica aplicată”.Îndrumar de proiectare.ED. ”TEHNICA-INFO” Chişinău 2008


38/39

F o r m a t

N u m .

A1 1

1

1

1

1

1

1

1

1

1

1

2

2

2

1

1

1

1

1

Placuta de fixare 2

1

Semn. Data

U.T.M. FE gr. EE-121

Notarea Z o n a

P o z .

MA 120626 07 03 DA

1 MA 120626 07 03 01

5 MA 120626 07 03 05

6

Capac strapuns

Dop de rasuflare

Dop de scurgere

MA 120626 07 03 17

15 MA 120626 07 03 15 Garnitura de reglare

2

Coli Coala

1

Litera

8 MA 120626 07 03 08

MA 120626 07 03 07

Garnitura17

2 MA 120626 07 03 02

3 MA 120626 07 03 03 Capacul carcasei

Pahar

Piese

Carcasa

11 MA 120626 07 03 11

Garnitura de etansare

Indicator de ulei

13 MA 120626 07 03 13

Unitati de ansamblu

MA 120626 07 03 16

Arbore-pinion

16

Arbore

Roata dintata

Capac - vizor

Documentatie

Desen de ansamblu

Not ăDenumirea

Bodnariuc Ion

Elaborat

Verificat

Nr. Document.Mod. Coala

Reductor Conic

MA 120626 07 03 SP

Aprobat

N. contr.

Șveț Vladimir

4 MA 120626 07 03 04

MA 120626 07 03 06

Capac filetat

7

12 MA 120626 07 03 12

9 MA 120626 07 03 09 Surub de reglare

10 MA 120626 07 03 10

14 MA 120626 07 03 14

( specificaţ ie)


39/39

F o r m a t

N u m .

2

2 Manseta 1-25x40 1

Manseta 1-15x26 1

1

1

2

4

8

4

6

4

4

4

8

4

4

1

1

1

Pana 5x5x10

Saiba 16

Saiba 8

Saiba 6 65G

Saiba 10 65G

GOST 8752-7921

Pana 6x6x28

37 GOST 23360-78 Pana 10x8x32

36 GOST 23360-78

GOST 6402-70

35 GOST 23360-78

34 GOST 11371-68

30 GOST 2524-70 Piulita M14

33 GOST 11371-68

32

28 GOST 17473-84 Surub M6x14

31 GOST 6402-70

26 GOST 11738-72 Surub M10x20

29 GOST 17473-84 Surub M6x10

24 GOST 3129-70 Stift 8x40

27 GOST 7808-70 Surub M14x40

22 GOST 11871-88 Piulita M18x1,5

25 GOST 11738-72 Surub M6x20

18 GOST 27365-87 Rulment 7204A

23 GOST 11872-80 Saiba 18

20 GOST 8752-7919 GOST 27365-87 Rulment 7205A

Articole standarde

Denumirea Not ă Z o n a

P o z . Notarea

Date post:	05-Jul-2018
Category:	Documents
Upload:	svetvladimir28109118
View:	232 times
Download:	1 times

REDUCTOR CONIC CU DANTURA DREAPTĂ

Documents