DATE DE INTRARE:

-Transmisie prin curele

-i

-Reductor coaxial vertical

-P=5,5 kw

-n=2000 rot/min

-i

-Lh=8500 ore

1.ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC

Se alege motor electric asincron tip ASI cu principalele caracteristici prezentate in figura 1.1 si tabelul 1.1

Tabelul 1.1

GABARI

T

A AC B C D E HC L

132S38 216 278 140 192 38 80 305 452

Tabelul 1.2

Tipul motorului P

[KW]

Turatia n

[rot/min]

ASI – 132S-38-2 5.5 2890

Fig. 1.1

2.INTOCMIREA SCHEMEI STRUCTURALE A TRANSMISIEI

2.1 TRANSMISIE CU REDUCTOR VERTICAL

Fig.2.1

Motor electric asincron caracterizat de turatia M si i transmisie prin curele (raportul de

transmisie)

i -raportul de transmitere a reductorului

u -raportul de angrenare al treptei I

U -raportul de angrenare al treptei a II –a

I – arbore de intrare caracterizat de momentul de torsiune T si turatia n

II – arbore intermediar caracterizat de momentul de torsiune T si turatia n

III- arbore de iesire caracaterizat de momentul de torsiune T si turatia n

I Pinionul treptei I

II Roata condusa a treptei I

III Pinionul treptei a II – a

IV Roata condusa a treptei a II – a2

A,B,C,D,E,F-lagare cu rulmenti

2.2 IMPARTIREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE i PE TREPTELE REDUCTORULUI SI DETERMINAREA MOMENTELOR DE TORSIUNE ŞI A TURAŢIILOR PENTRU FIECARE ARBORE

Arbore motor

n=2000 rot/min

Arborele de intrare al reductorului (I)

Arborele de interactiune(II)

Arborele de iesire (III)

T =T ∙ u =198544,5∙ 3.55 =704832,975 Nmm

n = = = 74,52 rot/min

3

3.CALCULUL ANGRENAJULUI

3.1. Calculul de predimensionare al angrenajului

Tabelul 3.1Nr.Crt.0 1 21. DATE DE PROIECTARE1.1. Turaţia pinionului n1 rot/min1.2. Momentul de torsiune la pinionului

angrenajului T1 ,Nmm1.3. Raportul de angrenare udat1.4. Durata minimă de funcţionare a

angrenajului Lh , oreLh=8500 ore

1.5. Condiţiile de funcţionare ale angrenajului

- maşina motoare : motor electric asincron- maşina antrenată : cu socuri mici- caracterul sarcini : cu socuri moderate

1.6. Ciclurile de solicitare ale dinţilor - solicitare la contact : ciclu pulsator- solicitarea la încovoiere : ciclu pulsator

1.7. Numărul de cicluri de solicitare a flancului dintelui la o rotaţie completă, pentru pinion şi pentru roata condusă

1.8. Profilul cremalierei de referinţă 020n ; ; ;

2. ALEGEREA OŢELURILOR TRATAMENTELOR APLICATE ŞI A TENSIUNILOR

2.1. Alegerea oţelurilor celor două roţi a tratamentelor şi a durităţilor obţinute

Materialul : 17MoCrNi14Tatament :cementare,calire dubla si revenire joasaDuritate flanc : 60HRCDuritate miez : 350HB

σr =1200Mpa

σ02 =750 Mpa

2.2. Tensiunile limită la solicitarea de contact şi la solicitarea de încovoiere

σHlim =1500 Mpa

σFlim =500 Mpa

4

3. CALCULUL DE PREDIMENSIONARE3.1. Numărul de dinţi z1 ai pinionului respectiv

z2 ai roţii conduse

3.2. Raportul real de angrenare

3.3. Factorii pentru calculul la contact3.3.1. Factorul de elasticitate a materialelor roţilor

ZE ;

3.3.2. Factorul zonei de contact ZH

3.3.3. Factorul gradului de acoperire

3.3.4. Factorul înclinării danturii Zβ

3.4. Factorii pentru calculul la încovoiere3.4.1. Numerele de dinţi ai roţilor echivalente

3.4.2. Coeficienţii deplasărilor de profil în plan normal

3.4.3. Factorii de formă a dinţilor

3.4.4. Factorii de corecţie a tensiunii la baza dinţilor

3.4.5. Factorul gradului de acoperire

5

3.4.6. Factorul înclinării danturii

3.5. Factorii de corecţie a sarcinii3.5.1. Factorul regimului de funcţionare KA KA=1,353.5.2. Factorul dinamic Kν Kν =1,073.5.3. Factorii de repartizare neuniformă a sarcinii

pe lăţimea danturii, KHβ pentru solicitarea de contact şi KFβ pentru solicitarea de încovoiere

KHβ =1,6KFβ =1,5

3.5.4. Factorii de repartizare neuniformă a sarcinii în plan frontal KHα pentru solicitare de contact şi KFα pentru solicitarea de încovoiere

3.6. Rezistenţele admisibile pentru solicitarea la contact pentru solicitarea la încovoiere , în MPa

6

3.7. Distanţa dintre axe la predimensionare

3.7.1. Coeficienţi de lăţime

3.7.2. Distanţa dintre axe din condiţia de rezistenţă la solicitare de contact ,mm

3.7.3. Distanţa dintre axe din condiţia de rezistenţă la solicitare de încovoiere

,mm

3.7.4 Distanţa dintre axe din condiţia de rezistenţă la solicitare de încovoiere

, mmse adoptă

3.7.5 Latimile preliminare ale rotilor mm

mm

7

3.8. 3.8. Modulul danturii mn ,mm

Dupa recalculare: Z1=19 si Z2=69

8

3.3Alegerea abaterilor si tolerantelor tehnologice

Alegerea tipului de ajustaj al rotilor dintate in angrenare

Conform STAS 6273 se alege ajustajul de tip B

Jocul minim necesar dintre flancuri in

Jocul minim necesar dintre flancuri, functie de regimul termic al angrenajului in

Jocul minim necesar intre flancuri compenseaza dilatatiile termice inegale dintre aangrenaj si carcasa

Coeficientl de dilatare termica liniara, pentru angrenaj, respectiv

pentru carcasaVariatia temperaturii, fata de cea normala (20ºC), pentru angrenaj, respectiv pentru carcasa

Se adopta dupa date experimentale sau dupa calcule,functie de destunatia angrenajului

Jocul minim necesar dintre flancuri, functie de viteza periferica in

Alegerea tipului tolerantei jocului dintre flancuri si a treptei de precizie pentru abaterea distantei dintre axe

Conform STAS 6273 se alege:- tipul tolerantei jocului dintre flancuri: b

- treapta de precizie pentru abaterea distantei dintre axe: V

Alegerea indicilor si complexului de indici de precizie3.4

Alegerea valorilor indicilor de precizie pentru rotile dintate

Criteriul preciziei cinematice - toleranta bataii radiale a danturii

- toleranta variatiei cotei peste dinti

Criteriul de functionare lina - abaterile limita ale pasului de baza

- toleranta abaterii profilului dintelui

9

5.1 CALCULUL DE PREDIMENSIONARE A ARBORILOR

Arborele de intrare

mm

Arborele intermediar

mm

Arborele de ieşire

mm

5.2 ÎNTOCMIREA SCHEMEI CINEMATICE A REDUCTORULUI, LA SCARA 1:1

6. CALCULUL FORŢELOR DIN ANGRENAJ10

6.1 Calcul marimii forţelor din angrenajul treptei I si II

6.2 Întocmirea schemei şi stabilirea sensurilor forţelor

Fig.6.2

7. CALCULUL ARBORILOR

7.1 Stabilirea schemelor de incarcare cu forte a arborilor, in cele doua plane

caracteristice, orizontal si vertical11

Fig 6.1

I. Arborele de intrare

II. Arborele intermediar

III. Arborele de iesire

7.2. Alegerea montajului cu rulmenţi pentru toti arborii

12

Fig 7.1

Fig 7.2

Fig 7.3

Fig 7.4

Tabel 7.2D D B C T r a Cr e URB Cor X Y

I 25 52 15 13 16.25 1 12 29300 0.35 30205A 36000 0.4 1,6II 30 62 16 14 17.25 1 14 40500 0.37 30206A 45100 0.4 1,6III 40 80 18 16 19.75 1.5 16 57900 0.37 30208A 62400 0.4 1,6

7.3. Stabilirea distantelor dintre punctele de aplicatie ale fortelor exterioare reactiunilor

l = l +l +l =39.75+57+34=130.75mm l1 = b3/2+y+x+T-a=51/2+7+5+17.25-14=39.75mm

l2 = 57mm13

l3 = 34mm

Fig7.57.4 Verificarea arborelui

intermediar la solicitari compuse

-in planul orizontal (H)

14

Fig 8.6

- in planul vertical (V)

- determinarea reactiunilor din cele doua lagare

- Identificarea solicitărilor

- compresiune

15

- torsiune

- înconvoiere

- tensiunea echivalenta

8. ALEGEREA SI VERIFICAREA ASAMBLARILOR CU PENE PARALELE

16

Fig. 8.1

8.1 Alegerea si verificarea asamblarilor cu pana paralela petru teapta I si II

-pentru fixarea rotii 2 pe arborele intermediar se alege pana paralela tip A 10X8X36

STAS 1004 – 81.

Pentru fixarea rotii 4 pe arborele de iesire se alege pana paralela tip A 8X12X80 STAS

1004 – 81.

9. VERIFICAREA MONTAJELOR CU RULMENTI

17

9.1Alegerea si verificarea montajului cu rulmenti pentru arborele intermediar

-alegerea tipului de montaj:

-se alege montaj cu fixare axiala la ambele lagare la exterior.

-alegerea rulmentilor din lagare:

-Se aleg rulmenti radiali – axiali cu role conice pe un rand din seria 30206A din catalogul de rulmenti cu principalele caracteristici prezentate in tabelul 9.1.

Tabelul 9.1

Seria d D B C T Cr Cor a e Y

- mmN

mm

30206A 30 62 16 14 17.25 40500 45100 14 0,37 1,6

Verificarea montajului

18

Fig 9.1

-durabilitatea rulmentului:

-capacitatea dinamica de incarcare necesara:

-durabilitatea asigurata de rulment:

- durata de functionare asigurata

10. ALEGEREA ŞI JUSTIFICAREA SISTEMULUI DE UNGERE

19

Se alege sistem de ungere prin barbotare de ulei pentru angrenajul treptei a II – a si sistem de ungere cu pinion suplimentar pentru ungerea angrenajul treptei I.

Roata este scufundată în baia de ulei şi prin angrenare unge pinionul. Datorită turaţiilor mari rulmenţii se ung prin barbotare.

10.1. ALEGEREA ŞI JUSTIFICAREA DISPOZITIVELOR DE ETANŞARE

Datorită turaţiilor mari se alege dispozitiv de etanşare cu manşetă de rotaţie.

Fig 10.1

Se aleg manşete : A25x37 şi A42x55 STAS 7950/2-72

Tabelul 10.1Nr h D d1maxI 25 7 37 22.5

III 42 8 55 38.5

20

11.CALCULUL TRANSMISIEI PRIN CURELE TRAPEZOIDALE ÎNGUSTE

Fig.11.1

11.1 Puterea de calcul la arborele conducătoare Pc

11.2 Turaţia roţii de curea conducătoare n1

11.3 Turaţia roţii de curea conduse n2

11.4 Regimul de lucru al transmisiei

motor asincron maşina antrenată : - reductor numărul de ore de lucru al transmisiei, din 24 ore : - până la 8 ore

11.5 Raportul de transmitere i transmisie demultiplicatoare

11.6 Tipul curelei

Curele trapezoidale înguste Tip SPZ21

11.7 Diametrul primitiv al roţii mici

11.8 Diametrul primitiv al roţii mari Se adopta Dp2=125mm

11.9 Diametrul primitiv mediu al roţilor de curea

11.10 Distanţa dintre axe A

I. Preliminată

Se adopta A=400mm

II. Definitivă pentru

11.11 Unghiul dintre ramurile curelei

11.12 Unghiul de înfăşurare la roata mică de curea

11.13 Unghiul de înfăşurare la roata mare de curea

11.14 Lungimea primitivă a curelei

22

se standardizează conform tabelului 4 din STAS

11.15 Viteza periferică a curelei , m/s

11.16 Coeficientul de funcţionare

11.17 Coeficientul de lungime

11.18 Coeficientul de înfăşurare

11.19 Puterea nominală transmisă de o curea P0

11.20 Numărul de curele

I. Preliminar

III. Definitiv

- se adoptă z = 3 curele

11.21 Coeficientul numărului de curele

11.22 Numărul de roţi ale transmisiei

11.23 Frecvenţa încovoierilor curelei f

11.24 Forţa periferică transmisă F23

11.25 Forţa de întindere a curelei Sc

11.26 Cotele de modificare a distanţei dintre axe X, Y

12. Calculul randamentului transmisiei mecanice

13.MEMORIU JUSTIFICATIV CU PRIVIRE LA ALEGEREA MATERIALELOR, A SEMIFABRICATELOR ŞI SOLUŢIILOR CONSTRUCTIVE, PENTRU PRINCIPALELE PIESE DIN COMPONENŢA REDUCTORULUI

24

Reductoarele cilindrice sunt mecanisme cu roţi dinţate, montate în carcase închise şi folosite pentru reducerea turaţiei, concomitent cu amplificarea momentului de torsiune transmis. Necesitatea folosirii reductoarelor în transmisii mecanice, rezultă din condiţii economice; prin folosirea reductoarelor se pot alege motoare cu turaţii mari care au gabarit redus.

În cadrul proiectării un rol important îl are alegerea materialelor atât din punct de vedere al preţului de cost, cât şi a rezistenţei, a uşoarei prelucrări şi interschimbabilităţii cu alte organe de maşini.

Pe cât se poate organele de asamblare şi asigurare vor corespunde cu tehnica de fabricaţie conform STAS, cu respectarea caracteristicilor mecanice.Se va folosi motorul electric de tip asincron având o putere de 5.5KW funcţionând la turaţia de 2980 rot/min.

Pinionul se execută corp comun cu arborele ne fiind necesare mijloace de fixare a acestora pe arbore. Se va executa din oţel marca 17MoCrNi14 iar tratamentul termic aplicat fiind cementarea.

Roata dinţată se va fixa pe arbore prin pene paralele STAS 1004-81 executate din OL60.

Carcasele se vor executa din Fc-200 STAS 1004-75 fiind o fontă cenuşie cu grafit lamelar, cu o rezistenţă la tracţiune de 200 N/mm2 si capacele din OL 50.

14.NORME DE TEHNICA SECURITĂŢII MUNCII

La lucrul sau la exploatarea reductorului va trebui să se ţină seama de următoarele prevederi cu privire la norme de tehnica securităţii muncii.

1. Reductorul să fie fixat cu şuruburi de bancul de lucru.2. Nu se vor folosi reductoare cărora le lipsesc piese, componente.3. Nu se va schimba uleiul în timpul funcţionării.4. Nu se verifica uleiul în timpul funcţionării.5. Piesele defecte sau uzate se vor înlocui cu altele corespunzătoare.6. Nu se fac reglaje la jocul din rulmenţi în timpul funcţionării.7. Se respectă intervalele de schimb al uleiului şi al rulmenţilor.8. Se are in vedere de a nu depăşi orele de funcţionare la reductorului.

BIBLIOGRAFIE

1. GAFIŢANU, M. ş.a. Organe de maşini, vol. II. Bucureşti, Editura Tehnică, 1983.

25

2. JULA, A. ş.a. Organe de maşini, vol. II. Universitatea din Braşov, 1989.

3. JULA, A. ş.a. Montaje cu rulmenţi - Îndrumar de proiectare. Universitatea din Braşov, 1978.

4. MOLDOVEAN, GH. ş.a. Proiectarea arborilor drepţi din transmisiile mecanice. Universitatea

Transilvania Braşov, 1995.

5. MOLDOVEAN, GH. ş.a. Calculul şi proiectarea formei arborilor drepţi. Editura Lux Libris, Braşov,

1998.

6. MOLDOVEAN, GH. ş.a. Angrenaje cilindrice şi conice, vol.I. Calcul şi construcţie. Braşov. Editura

Lux Libris, 2001.

7. MOLDOVEAN, GH. ş.a. Angrenaje cilindrice şi conice, vol.II. Metodici de calcul. Braşov. Editura

Lux Libris, 2002.

8. Muhs, D. ş.a. Rollof/Matek. Organe de maşini. Normare. Calcul. Proiectare, vol. I. Editura Matrix

Rom Bucureşti, 2008.

9. Muhs, D. ş.a. Rollof/Matek. Organe de maşini. Calcul. Proiectare, vol. II plus Tabele şi Anexe. Editura

Matrix Rom Bucureşti, 2008.

10. VELICU, R. Organe de maşini, Universitatea “Transilvania” din Braşov, 2003.

11. VELICU, R., MOLDOVEAN, GH. Angrenaje cilindrice. Reductoare cilindrice. Braşov, Editura

Universităţii Transilvania, 2002.

12. Culegere de norme şi extrase din standarde pentru proiectarea elementelor componente ale

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

13. Catalog de rulmenţi. CIROA Braşov, 1982.

26