proiect om 2

Table of ContentsTema de proiect:.........................................................................................................................................3

1. Memoriu tehnic...................................................................................................................................4

1.1. Consideratii generale.......................................................................................................................4

1.2. Particularitati constructive si functionale ale reductoarelor............................................................5

1.3. Functionare......................................................................................................................................6

1.4. Variante constructive.......................................................................................................................7

1.5. Conditii pentru montare si protectie...............................................................................................9

1.6. Rodajul.............................................................................................................................................9

1.7. Masuri de tehnica si securitatea muncii........................................................................................11

2. Memoriu justificativ de calcul............................................................................................................12

2.1. Date initiale...................................................................................................................................12

2.2. Calcule preliminarii........................................................................................................................12

2.2.1. Impartirea preliminara a rapoartelor de transmisie..................................................................12

2.2.2. Calculul preliminar al turatiilor..................................................................................................13

2.2.3. Calculul preliminar al puterilor..................................................................................................13

2.2.4. Calculul preliminar al momentelor de torsiune.........................................................................13

2.3. Transmisii prin curele trapezoidale................................................................................................14

2.3.1. Formule de calcul.......................................................................................................................14

2.3.2. Calculul rotilor de curea si a curelelor.......................................................................................18

2.3.3. Raport........................................................................................................................................23

2.4. Angrenaj conic cu dinti drepti........................................................................................................26


2.4.2. Calcule angrenaj........................................................................................................................39

2.4.3. Raport........................................................................................................................................44

2.5. Arbori.............................................................................................................................................51

2.5.1. Fortele rezultante in angrenare.................................................................................................51

2.5.2. Dimensionarea arborilor............................................................................................................52

2.5.3. Calculul reactiunilor din reazeme folosind softul MathCAD.......................................................53


1

2.5.5. Arborele 1..................................................................................................................................56

2.5.6. Raport arbore 1.........................................................................................................................64

2.5.7. Arborele 2..................................................................................................................................65

2.5.8. Raport arbore 2.........................................................................................................................73

2.6. Rulmenti........................................................................................................................................74


2.6.2. Calcule rulmenti arbore 1..........................................................................................................76

2.6.3. Raport rulmenti arbore 1...........................................................................................................80

2.6.4. Calcule rulmenti arbore 2..........................................................................................................84

2.6.5. Raport rulmenti arbore 2...........................................................................................................88

2.7. Pene...............................................................................................................................................92


2.7.2. Calcul pana arbore 1..................................................................................................................93

2.7.3. Raport pana arbore 1.................................................................................................................93

2.7.4. Calcul pene arbore 2..................................................................................................................95

2.7.5. Raport pana arbore 2.................................................................................................................95

2

Tema de proiect:

Sa se proiecteze un redactor conic, cu dinti drepti pentru urmatoarele date:

- Puterea motorului electric de antrenare: P=5.13 KW- Turatia motorului electric de antrenare: n=1530 rot\min- Raportul total de transmisie: u=13.7

3

1. Memoriu tehnic

1.1. Consideratii generale

Transmisiile mecanice dintre motor şi maşina de lucru măresc sau micşorează viteza, respectiv

momentul transmis, modifică sensul sau caracterul maşinii, protejează organele maşinii motoare

contra sarcinilor. Reductoarele pot fi cu una, două sau mai multe trepte de reducere, constructive,

fie ca subansamble izolate, fie ca făcând parte din ansamblul unei maşini.

În funcţie de poziţiile relative ale arborelui motor şi condus. Reductoarele, sunt compuse:

- cu roţi dinţate cilindrice

- cu roţi dinţate conice sau pseudoconice

- cu combinaţii de roţi dinţate conice sau angrenaje melcate cu roţi dinţate cilindrice.

Reductoarele cu roţi dinţate au o largă utilizare datorită avantajelor pe care le prezintă:

- raportul de transmitere constant

- gabarit redus, randament ridicat

- posibilitatea de realizare a unor transmisii de la câţiva newtoni la încărcări foarte mari

- întreţinere simplă şi ieftină.

Reductoarele de uz general au un singur lanţ cinematic deci un raport de transmisie mic şi

o carcasă independentă şi închisă. Elementele principale ale unui reductor, indiferent de tip sunt

următoarele: carcasa (corp + capac); angrenajele, arborii şi lagărele. Carcasele se execută în

general din fontă prin turnare. Este prevăzută cu nervuri care au următoarele scopuri: măresc

rigiditatea ansamblului, reduc zgomotul şi vibraţiile, măresc suprafaţa efectivă de răcire a

reductorului.

Carcasa trebuie să asigure poziţia relativă corectă a arborilor (prin intermediul lagărelor)

şi roţilor dinţate servind ca şi bare de ulei. Corpul reductorului este prevăzut la partea inferioară

cu un dop de golire a uleiului uzat, după rodaj sau după timpul normal de utilizare.

4

Carcasa se asamblează prin şuruburi şi se centrează cu ajutorul unor ştifturi cilindrice sau

conice.

Angrenajele constituie partea funcţională principală a unui reductor. Arborii pe care sunt

fixate angrenajele sunt arbori drepţi. Ei sunt proiectaţi cât mai scurţi pentru a avea o rigiditate cât

mai mare şi a asigura o construcţie compactă a reductoarelor.

Lagărele sunt în marea majoritate a cazurilor cu rulmenţi. Tipul şi mărimea rulmenţilor

vor fi în funcţie de: valoarea şi sensul forţelor ce solicită arborele, tipul construcţiei alese etc.

Orice reductor mai are o serie de repere auxiliare strict necesare pentru o bună funcţionare şi

anume:

- elemente de etanşare;

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

- elemente pentru deplasarea şi transportul reductorului (inele de ridicare, umeri de ridicare

etc.);

- elemente pentru fixarea şi poziţionarea rulmenţilor şi roţilor dinţate pe arbori în carcasă.

1.2. Particularitati constructive si functionale ale reductoarelor

Transmisiile mecanice dintre motor si masina de lucru maresc sau micsoreaza viteza, respectiv momentul transmis; modifica traiectoria sau caracterul miscarii; modifica sensul sau planul de miscare la mai multe masini sau organe de lucru; protejeaza organele masinii motoare contra sarcinilor. Transmisiile mecanice pot fi prin angrenare sau prin frecare. Transmisiile prin angrenare (roti dintate) cu raport de transmitere constant, montate in carcase inchise se numesc reductoare cand reduc turatia (u >1) si amplificatoare cand maresc turatia ( u< 1).

Reductoarele pot fi cu una, doua sau mai multe trepte de reducere, in functie de pozitiile relative ale arborelui motor si condus. Reductoarele se construiesc cu roti dintate cilindrice , cu roti conice si roti pseudoconice sau combinatii de roti conice sau angrenaje melcate cu roti cilindrice pentru rapoarte de transmitere mari.

Dupa tipul angrenajului reductoarele pot fi: cilindrice, conice, elicoidale, pseudoconice, melcate sau combinate.

Dupa pozitia axelor rotilor dintate distingem reductoare cu axa fixe si reductoare cu axe mobile ( reductoare diferentiale reductoare planetare ).

5

Avantajele reductoarelor: raport de transmitere constant, posibilitati de realizare a unor

transmisii cu incarcari foarte mari, gabarit redus si randament ridicat, intretinere simpla si ieftina.

1.3. Functionare

Arborele de intrare pe care se afla si roata conducatoare este prevazut cu o roata de curea

(fulie) prin ajutorul careia se trasmite momentul de la motorul electric. Prin acest ax miscarea se

transmite la roata conica condusa prin angrenare va transmite micarea si puterea la arborele doi.

Componentele principale sunt: carcasa, arborele de intrare şi de ieşire, roata condusa,

rulmenţi, elemente de etanşare, capace, dop de golire, dispozitiv de asamblare. Carcasa se

compune din două părţi: corp şi capac având rolul de a susţine arborii şi de protejare a

angrenajului faţă de mediul exterior. Carcasa se sprijină pe picioare numite şi tălpi prevăzute cu

găuri pentru fixare în fundaţie. Ungerea reductoarelor de uz general se face cu ulei.

Metodele de ungere se aleg în funcţie de viteza periferică a roţilor dinţate. La angrenajele

cilindrice, nivelul uleiului la roata mare trebe să treacă peste dinţi cu 0,75 din înălâimea lor dar

nu mai puţin de 10 mm. Rulmenţii reductoarelor se ung în general prin barbotarea uleiului de

către roţile dinţate. Rulmentii care nu ajung sa fie unsi prin barbotare de ulei se ung cu unsori

consistente.In cazul de fata rulmentii se ung cu ulei prin barbotare si stropire.

6

1.4. Variante constructive

7

1.5. Conditii pentru montare si protectie

Înainte de montarea pieselor vor fi curăţate, spălate şi suflate cu aer comprimat. La

montare se vor respecta limitele toleranţelor prescrise, toate cotele indicate în documentaţia de

execuţie. Suprafeţele neprelucrate mecanic ale pieselor turnate care se găsesc în interiorul

carcasei trebuie să fie curăţate.

Toate suprafeţele exterioare cu excepţia suprafeţei de aşezare vor fi acoperite cu vopsea

anticoroziva. În timpul operaţiei de transport se vor lua măsurile necesare în vederea evitării

loviturilor sau a răsturnării reductorului.

Accesoriile care în timpul transportului sunt expuse deteriorării, se demontează şi se

aşează separat într-o ladă. Suprafeţele prelucrate mecanic se protejează contra coroziunii prin

acoperirea cu vaselină conform STAS 9116-60. Pachetele de arbore se pun în hârtie parafinată şi

se vor proteja împotriva deteriorării prin lovire, iar penele împotriva smulgerii.

1.6. Rodajul

Rodajul joaca un rol foarte important in durata de exploatare si in buna functionare a oricarui angrenaj, de unde si importanta care i se acorda. Rodajul se poate face pe diferite standuri ce se pot grupa in doua categorii:

- cu circuit inchis

- cu circuit deschis

Cele cu circuit deschis sunt de preferat avind un consum mic de energie.

Rodajul angrenajelor se face cu ulei speciel pentru rodaj.

In prima treapta se rodeaza angrenajul in gol cu o turatie de (0.3...0.4) n (n fiind turatia de regim) timp de o jumatate de ora pina la o ora (t1 in ambele sensuri t1=30..60 min) .

Se verifica in aceasta perioada daca functionarea cinematica este corecta,daca nu se produc incalziri exagerate ale lagarelor,daca ungerea si etansarea se realizeaza corect.

8

In partea a doua se incearca ungerea in trepte pina la maximum de regim (Momomentul de torsiune) al angrenajului.

Durata de incarcare a fiecarei trepte va fi de cel putin o jumatate de ora (t2) iar numarul acestora va fi de 3...5 trepte de incarcare egale. Turatia de lucru se ia 0.5 din n.

La trecerea de la o etapa de incarcare la incarcarea nominala M se va mari turatia pina la valoarea turatiei de regim n si se va efectua rodajul timp de cel putin o ora.

Rodajul are loc in ambele sensuri daca angrenajul lucreaza in timpul exploatarii in ambele sensuri.

Daca nu se constata defecte (zgomot, gripare, vibratii, incalzire in lagare), angrenajul se supune unor incercari peste cele de regim si anume:

- se incarca la momentul 1.4xM timp de 20 de minute la turatia n;

- se incarca la momentul de torsiune 2xM timp de 3 minute la turatia 0.5xn.

Temperatura uleiului se controleaza din ora in ora si la fiecare faza a rodajuluise urmareste si zgomotul produs de angrenaj. Dupa rodajul angrenajului reductorul se curata de ulei si de praful metalic rezultat in urma rodajului.

Se vor verifica cu atentie rotile dintate din angrenaj si lagarele, urmarindu-se si tipul uzurii si existenta acesteia.

Dupa terminarea acestei verifcari se trece la efectuarea unor incercari de control. Ele se executa la diferite incarcari insa toate la turatia de regim.

La fiecare treapta de incarcare se masoara temperatura si zgomotul.

La incarcarea de regim se masoara si randamentul care permite verificarea economicitatii angrenajului si calitatea prelucrarii.

9

1.7. Masuri de tehnica si securitatea muncii

Pentru siguranţa desfăşurării procesului de lucru cu acest dispozitiv trebuie să se respecte urătoarele reguli de protectie a muncii:

trebuie respectate regulile de protecţie a muncii din atelierul de producţie; la apariţia unei defecţiuni se va retrage dispozitivul din lucru şi se va înlocui piesa defectă; trebuie respectate întocmai regulile de întreţinere a dispozitivului; de este de preferat ca muchile şi colţurile să fie teşite pentru a diminua riscul unor accidente; este preferat ca elementele mecanisului să se vopsească pentru a nu ruginii. În timpul manipulării reductorului se va evita staţionarea sub sarcină. Zonele în care există organe de rotaţie în mişcare se vor proteja cu ajutorul unor apărători. Nu se va deschide capacul de vizitare în timpul lucrului. Înainte de începerea lucrului se verifica nivelul de ulei al reductorului.

10

2. Memoriu justificativ de calcul

2.1. Date initiale

2.2. Calcule preliminarii

2.2.1.Impartirea preliminara a rapoartelor de transmisie

11

2.2.2.Calculul preliminar al turatiilor

2.2.3.Calculul preliminar al puterilor

2.2.4.Calculul preliminar al momentelor de torsiune

12

2.3. Transmisii prin curele trapezoidale

2.3.1.Formule de calcul

Pentru calculul si dimensionarea rotilor de curea si a curelelor am folosit programul MechSoft (gradul expert) . Pentru aceste calcule programul foloseste urmatoarele formule:

13

2.3.2.Calculul rotilor de curea si a curelelor

In fereatra “Guide” se fac setarile ca figura 2.1.

Figura 2.1.

17

In fereastra „Geometry” (Fig 2.2.) se introduc pe rand: puterea motorului electric (Power), randamentul (Efficiency), numarul de roti de curea (Number of Sheaves), numarul de curele (Number of Belts), coeficientul de alunecare al curelei (Belt Slip), turatia (Speed) si diametrul rotilor de curea (Pitch Diameter). Se aleg curele inguste de tip SPZ.

Figura 2.2.

18

In fereastra „Strenght Calculation” (fig. 2.3) se alege factorul de serviciu in functie de : tipul masinariei, tipul motorului si numarul de ore de functionare pe zi. Aici se poate observa ca valoarea sarcinii admisibile Pall este apropiata sarcinii calculate Pv.

Firura 2.3.

19

Din calculul de dimensionare rezulta : lungimea standardizata a curelei (Belt Length) de 1400 mm, dimensiunea rotilor de curea (din fereastra „Dimensions”) si distant axiala. In figurile 2.4. si 2.5. sunt prezentate dimensiunile rotilor de curea. In figura 2.6. este prezentata distanta axiala care trebuie de regula sa fie mai mare de 450 mm.

Figura 2.4.

20

Figura 2.5.

Figura 2.6.

21

2.3.3.Raport--------------------------------------------------------

01-29-2013 V-belts Component Wizard (Version 4.3.1040)

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

--- Guide

Calculation Type - ISO

Length Calculation: Sliding Sheave Coordinates

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

Number of Belts N = 2

Belt width w = 9.7 mm

Belt height h = 8 mm

--- Sheave Parameters

Sheave Width Bf = 28 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

22

Groove surface texture Ra = 0.8 µm

Sliding Sheave = 2

--- Sheave 1

Pitch Diameter dp1 = 125 mm

Outer diameter Da1 = 129 mm

Groove Angle alpha1 = 38°

Speed n1 = 1530 rpm

Torque T1 = 32.0182 Nm

X Coordinate = 0 mm

Y Coordinate = 0 mm

Arc of Contact b1 = 157.5°

Arc of Contact Coefficient Ca1 = 0.94

--- Sheave 2

Pitch Diameter dp2 = 302.72 mm

Outer diameter Da2 = 306.72 mm

Groove Angle alpha2 = 38°

Transmission Ratio i = 2.4462

Speed n2 = 625.4542 rpm

Torque T2 = 75.191 Nm

X Coordinate = 455.4 mm

Y Coordinate = 0 mm

Center Distance = 455.4 mm

Arc of Contact b2 = 202.5°

Arc of Contact Coefficient Ca2 = 1.05

23

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

Strength Check

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

Power P = 5.13 kW

Efficiency h = 0.96

Belt Slip = 1 %

Service Factor Cp = 1.1

Belt Length Correction Coeff. Cl = 1

Number of Belts Coefficient Ck = 0.95

Tangential Force F = 512.292 N

Centrifugal Force Ff = 7.019 N

Force in Strained Belt Strand F1 = 636.922 N

Force in Loose Belt Strand F2 = 124.63 N

Min. Working Pre-tension Fu = 380.776 N

Radial Force in Bearings Fr = 753.572 N

Circumferential Velocity v = 10.014 m/s

Table Load Ptab = 3.705 kW

Allowable Load Pall = 6.648 kW

Calculated Load Pv = 5.643 kW

Strength Check – True

24

2.4. Angrenaj conic cu dinti drepti


25

2.4.2.Calcule angrenaj

Pentru calculul angrenajului incepem prin selectarea modului de calcul (fig. 2.7.) si introducerea clasei de tolerante din fereastra “Tolerances”. (fig. 2.8.).

Figura 2.7.

Figura 2.8.

38

In continuare vom introduce puterea si turatia pe primul arbore in fereastra „Load” fig 2.9. (soft-ul calculeaza automat valorile pentru al-II-lea arbore).

Figura 2.9.

In fereastra “Strength” (fig. 2.12.) alegem materialul pentru rotile dintate (fig. 2.11.), factorul de aplicatie KA si durabilitatea angrenajului (fig. 2.10.).

Deoarece pinionul este corp-comun cu arborele acesta va trebui facut dintr-un material mai rezistent si roata condusa va fi facuta tot dintr-un material mai rezistent.

Factorul de aplicatie este ales in functie de modul de transmisie a puterii.

39

Figura 2.10.

Figura 2.11.

40

Figura 2.12.

In fereastra „Geometry” (fig. 2.13.) s-au introdus numerele de dinti ,unghiul de inclinare al dintilor ( in cazul nostru 0 ), unghiul dintre arbori ( in cazul nostru 90) si modulul.

Se recomanda ca latimea dintilor sa fie aproximativ 1/3 din lungimea generatoarei conului de rostogolire.

41

Figura 2.13.

Dupa efectuarea calculului in fereastra „Dimensions” se afla dimensiunile pinionului (fig 2.14.) si a rotii conduse (2.15.).

42

Figura 2.14.

Figura 2.15.

43

2.4.3.Raport--------------------------------------------------------------

01-29-2013 Bevel Gearing Component Wizard (Version 4.3.1031)

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

--- Guide

Cone Height of Teeth - ISO

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 = 5.5909

Tangential Pressure Angle alpha = 20°

Addendum a* = 1 (= 2.5 mm)

Clearance c* = 0.2 (= 0.5 mm)

Root Fillet = 0.3 (= 0.75 mm)

Addendum of Basic Rack = 1.2 (= 3 mm)

Helix Angle beta = 0°

Shaft Angle = 90°

Tangential Module met = 2.5 mm

Normal Module in Middle Plane mmn = 2.0998 mm

Virtual Gear Ratio uv = 31.258

Virtual Center Distance av = 756.936 mm

Pitch Cone Radius Re = 156.19 mm

Pitch Cone Radius in Middle Plane Rm = 131.19 mm

Whole Depth of Tooth he = 5.5 mm

Facewidth = 50 mm

44

Facewidth Ratio = 0.3201

Contact Ratio = 1.6383 (1.6383 + 0)

Precision Specification 7

Limit Deviation of Helix Angle Fb = 0.019 mm

Limit Deviation of Axis Parallelity fx = 0.019 mm

Limit Deviation of Axis Parallelity fy = 0.0095 mm

--- Gear 1

Number of Teeth = 22

Unit Correction = 0.4023 (= 1.006 mm)

Tang. Displacement = 0 (= 0 mm)

Pitch Diameter de = 55 mm

Pitch Diameter in Middle Plane dm = 46.197 mm

Outside Diameter dae = 61.902 mm

Outside Diameter at Small End dai = 42.086 mm

Root Diameter dfe = 51.074 mm

Vertex Distance = 153.133 mm

Vertex Distance at Small End = 104.111 mm

Pitch Cone Angle delta = 10.1408°

Outside Cone Angle deltaa = 11.4266°

Cutting Angle deltaf = 9.4092°

Tooth Thickness at Large End se = 4.659 mm

Outside Tooth Thickness = 0.5511

Chordal Thickness sc = 4.114 mm -0.03

-0.08

Chordal Thickness Height hc = 2.757 mm

45

Comparative Number of Teeth zv = 22.3491

Limit Circumferential Run-out Fr = 0.024 mm

Limit Deviation of Axial Pitch fpt = ±0.011 mm

Limit Deviation of Basic Pitch fpb = ±0.01 mm

--- Gear 2

Number of Teeth = 123

Unit Correction = -0.4023 (= -1.006 mm)

Tang. Displacement = 0 (= 0 mm)

Pitch Diameter de = 307.5 mm

Pitch Diameter in Middle Plane dm = 258.281 mm

Outside Diameter dae = 308.026 mm

Outside Diameter at Small End dai = 209.42 mm

Root Diameter dfe = 306.089 mm

Vertex Distance = 26.029 mm

Vertex Distance at Small End = 17.697 mm

Pitch Cone Angle delta = 79.8592°

Outside Cone Angle deltaa = 80.4074°

Cutting Angle deltaf = 78.3901°

Tooth Thickness at Large End se = 3.195 mm

Outside Tooth Thickness = 0.8415

Chordal Thickness sc = 2.821 mm -0.04

-0.1

Chordal Thickness Height hc = 0.981 mm

Comparative Number of Teeth zv = 698.5952

Limit Circumferential Run-out Fr = 0.04 mm

46

Limit Deviation of Axial Pitch fpt = ±0.013 mm

Limit Deviation of Basic Pitch fpb = ±0.012 mm

--- Load (Gear 1; Gear 2)

Power P = 4.9; 4.753 kW

Efficiency = 0.97

Speed n = 625.401; 111.8603 rpm

Torque Mk = 74.8185; 405.7542 Nm

Tangential Force Ft = 3239.1324 N

Normal Force Fn = 3447.0127 N

Direction 1

Radial Force Fr = 1160.5303; 207.5745 N

Axial Force Fa = 207.5745; 1160.5303 N

Direction 2

Radial Force Fr = 1160.5303; 207.5745 N

Axial Force Fa = 207.5745; 1160.5303 N

Circumferential Velocity v = 1.5128 m/s

Resonance speed nE1 = 23215.8 rpm

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

Strength Check According to ISO 6336:1996

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

Durability Lh = 25000 hour

--- Material Values

&Material designation: 42MnV7; EN C50

Tensile Strength = 800; 640 MPa

Yield Point in Tensile = 620; 390 MPa

47

Contact Fatigue Limit SigmaHlim = 930; 1140 MPa

Bending Fatigue Limit SigmaFlim = 580; 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 = 8; 4

--- Factors for Contact

Application Factor KA = 1.25

Dynamic Factor KHv = 1.094

Face Load Factor KHb = 1.65

Transverse Load Factor KHa = 1.27

Total KH = 2.867

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 = 0.887

Single Pair Tooth Contact Factor ZB = 1; 1

Life Factor Zn = 1; 1

48

Lubricant Factor Zl = 0.953

Roughness Factor Zr = 1

Velocity Factor Zv = 0.938

Size Factor Zx = 1; 1

--- Factors for Bending

Application Factor KA = 1.25

Dynamic Factor KFv = 1.094

Face Load Factor KFb = 1.65

Transverse Load Factor KFa = 1.304

Total KF = 2.942

One-time Overloading Factor KAS = 1

Form Factor YFa = 2.244; 1.685

Stress Correction Factor YSa = 1.832; 0.845

Teeth with Grinding Notches Factor YSag = 1; 1

Bevel Gear Factor Yk = 1

Helix Angle Factor Yb = 1

Contact Ratio Factor Yeps = 0.708

Alternating Load Factor Ya = 1; 1

Production Technology Factor Yt = 1; 1

Life Factor Yn = 1; 1

Notch Sensitivity Factor Yd = 1.344; 1.365

Size Factor Yx = 1; 1

Tooth Root Surface Factor Yr = 1

49

--- Results

Factor of Safety from Pitting SH = 1.143; 1.401

Factor of Safety from Tooth Breakage SF = 2.952; 9.026

Static Safety in Contact SHst = 2.475; 3.3

Static Safety in Bending SFst = 3.514; 16.534


50

2.5. Arbori

2.5.1.Fortele rezultante in angrenare

Pentru dimensionarea arborilor este necesar cunoasterea sensului si directiei fortelor ce actioneaza in angrenaj. In figura 2.16. sunt prezentate fortele ce actioneaza intr-un angrenaj conic cu dinti drepti (pinionul se roteste in sens orar). In figura 2.17. sunt reprezentate fortele ce actioneaza asupra arborilor.

Figura 2.16.

51

Figura 2.17.

2.5.2.Dimensionarea arborilor

Arborii sunt dimensionati contructiv incepand de la capatul lor care este ales in functie de momentul de torsiune transmis.

Pentru primul arbore s-a ales un diametru de 28 mm (coloana c), iar pentru al-II-lea arbore un diametru de 48 mm (coloana b), tinand cont de coeficientul k calculat deoarece pinionul este corp comun cu arboreal avem nevoie de un material mai rezistent, conform tabelului 1. (tabel 9.4 din [1] pag.142).

Tabel 1.

52

Lungimea capatului arborelui s-a ales din tabelul 2. (tabel 9.2 din [1] pag. 141), serie scurta.

Tabel 2.

53

2.5.3.Calculul reactiunilor din reazeme folosind softul MathCAD

54


56

2.5.5.Arborele 1 Arborele este construit in MechSoft conform dimensiunilor de pe desenul de ansamblu ca in figura 2.18.

Figura 2.18.

Dupa apasarea butonului “Next” se va deschide o noua fereastra in care se vor introduce punctele de reazem si fortele care actioneaza asupra arborelui avand aceleasi distante respectiv valori folosite si in MathCAD. (fig 2.19. 2.20. si 2.21.)

57

Figura 2.19.

Figura 2.20.

58

Figura 2.21.

Reactiunile din lagare sunt prezentate mai jos si se observa ca sunt identice cu cele din MathCAD:

59

Figura 2.22. forte taietoare

60

Figura 2.23. moment de incovoiere

Figura 2.24. unghi de rotatie

61

Figura 2.25. sageata

Figura 2.26. eforturi de incovoiere

62

Figura 2.27. eforturi de forfecare

Figura 2.28. eforturi de torsiune

63

Figura 2.29. eforturi axiale

Figura 2.30. suma eforturilor

64

Figura 2.31. dimensiuni recomandate

2.5.6.Raport arbore 1---------------------------------------------------------------------

02-08-2013 Shaft Generator (Version 4.2.1203)

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

Shaft calculation (irrespective of chamfer/fillet and grooves):

Supports [Fry[N], Frz[N], (Sum), Fa[N], Deflection[mm], Rotation[rad]]

-422.5, -1169.9, 1244, 0.0, 0.009656, 0.000211

3661.6, 1532.3, 3969, 207.6, 0.016299, 0.000258

[Deflection[mm], Rotation[rad]] in Place of Loading

65

0.021598, 0.000282

0.021586, 0.000299

Maximal Stress = 31.1 MPa

Angle of Twist = -0.0703 degrees

Mass = 0 kg

Maximum Deflection = 28.0768 µm

66

2.5.7.Arborele 2 Arborele este construit in MechSoft conform dimensiunilor de pe desenul de ansamblu ca in figura 2.32.

Figura 2.32.

Dupa apasarea butonului “Next” se va deschide o noua fereastra in care se vor introduce punctele de reazem si fortele care actioneaza asupra arborelui avand aceleasi distante respectiv valori folosite si in MathCAD. (fig 2.33. 2.34. si 2.35.)

67

Figura 2.33.

Figura 2.34.

68

Figura 2.35.

Reactiunile din lagare sunt prezentate mai jos si se observa ca sunt identice cu cele din MathCAD:

69

Figura 2.36. forte taietoare

70

Figura 2.37. momente de incovoiere

Figura 2.38. unghi de rotatie

71

Figura 2.39. sageata

Figura 2.40. eforturi de incovoiere

72

Figura 2.41. eforturi de forfecare

Figura 2.42. eforturi de torsiune

73

Figura 2.43. eforturi axiale

Figura 2.44. suma eforturilor

74

Figura 2.45. dimensiuni recomandate

2.5.8.Raport arbore 2---------------------------------------------------------------------

02-08-2013 Shaft Generator (Version 4.2.1203)

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

Shaft calculation (irrespective of chamfer/fillet and grooves):

Supports [Fry[N], Frz[N], (Sum), Fa[N], Deflection[mm], Rotation[rad]]

-2370.9, 1123.4, 2624, -207.6, 0.011689, 0.000069

-868.2, 37.2, 869, -207.6, 0.004965, 0.000084

[Deflection[mm], Rotation[rad]] in Place of Loading

0.010259, 0.000063

75

0.005865, 0.000082

Maximal Stress = 32.4 MPa

Angle of Twist = -0.0459 degrees

Mass = 0 kg

Maximum Deflection = 15.1096 µm

76

2.6. Rulmenti

Pentru calculul rulmentilor s-a folosit MechSoft si deoarece cei doi rulmenti de pe arbore sunt identici s-a dimensionat doar acela care este supus la sarcini mai mari. In cazul reversarii sensului de rotatie se schimba doar sensul fortei tangential si axiale ceea ce nu influenteaza suma reactiunilor din lagare.


77

2.6.2.Calcule rulmenti arbore 1 Rulment 1

Pentru arborele unu am ales rulmenti radial axiali. Ca si sarcini am introdus cea mai mare forta din reazem si forta axiala ce rezulta din angrenare. Temperatura de functionare este de 100 °C ,durabilitatea necesara este de 25000 ore de functionare, si sunt unsi cu unsoare consistenta (figura 2.46.). Coeficientul fd este ales din figura 2.47.

Figura 2.46.

80

Figura 2.47.

Conform figurii 2.48. rulmentul rezista.

Figura 2.48.

81

Rulment 2

Figura 2.49

82

.

Figura 2.50.

Figura 2.51.

83

2.6.3.Raport rulmenti arbore 1 Rulment 1

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

02-08-2013 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 = 1.2

Working Temperature ft = 100 °C

Required Reliability a1 = 90 %

Lubrication Type - Grease

--- Load Conditions

Number of Different Load Conditions Ni = 1

Radial Load Fr1 = 1243.849 N

Axial Load Fa1 = 207.574 N

Bearing Speed n1 = 625.401 rpm

Work Time t1 = 100 %

--- Bearing type

DIN 628 SKF,Single row angular contact ball bearings SKF

Bearing designation: 7308 BE

Inside Bearing Diameter d = 40 mm

Outside Bearing Diameter D = 90 mm

Bearing Width B = 23 mm

84

Radius of Bearing Fillet or Chamfer r = 1.5 mm

Min. Diameter of Shaft Shoulder damin = 49 mm

Max. Diameter of Hub Shoulder Damax = 81 mm

Max. Fillet Radius of Shoulder ramax = 1.5 mm

Bearing Mass m = 0.63 kg

Dynamic loading capacity of bearing = 49400 N

Static loading capacity of bearing = 33500 N

Limiting speed for lubrication by grease [rpm] = 6700

Limiting speed for lubrication by oil [rpm] = 9000

--- Results

Equivalent Dynamic Load P = 1492.62 N

Equivalent Static Load P0 = 1243.85 N

Static Safety Coefficcient s0 = 26.93

Power Loss by Friction Pz = 3.91 W

Necessary Minimum Load Fmin = 494 N

Calculated Bearing Life Lh = 966104.94 hour

Coeffic. of Over-revolving kn = 10.71

Rulment 2

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


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

--- Guide


--- Input

85






--- Load Conditions






--- Bearing type














86


--- Results






Calculated Bearing Life Lh = 29729 hour


87

2.6.4.Calcule rulmenti arbore 2 Rulment 1

Pentru arborele unu am ales rulmenti radial axiali. Ca si sarcini am introdus cea mai mare forta din reazem si forta axiala ce rezulta din angrenare. Temperatura de functionare este de 100 °C ,durabilitatea necesara este de 25000 ore de functionare, si sunt unsi cu unsoare consistenta (figura 2.52.). Coeficientul fd este ales din figura 2.53.

Figura 2.52.

88

Figura 2.53.

Conform figurii 2.54. rulmentul rezista:

Figura 2.54.

89

Rulment 2

Figura 2.55.

90

Figura 2.56.

Figura 2.57.

91

2.6.5.Raport rulmenti arbore 2 Rulment 1

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


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

--- Guide


--- Input






--- Load Conditions






--- Bearing type






92










--- Results








93

Rulment 2

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


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

--- Guide


--- Input






--- Load Conditions






--- Bearing type

DIN 628 SKF, Single row angular contact ball bearings SKF





94










--- Results








95

2.7. Pene


96

2.7.2.Calcul pana arbore 1

97

Ca date de intrare sunt introduse: puterea, turatia arborelui, diametrul tronsonului pe care se afla canalul de pana si lungimea acestuia. Materialul ales pentru toate tipurile de pene este otel de o rezistenta de rupere la tractiune minima de 590 MPa conform STAS (figura 2.52.).

Figura 2.52.

2.7.3.Raport pana arbore 1--------------------------------------------------------

01-29-2013 Key Component Wizard : 1 (Version 4.3.1120)

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

Loads:

Power P = 4.9 kW

Speed n = 625.401 rpm

Torque T = 74.819 Nm

Dimensions:

Shaft Diameter d = 28 mm

98

Key 8x7

Key Length L = 36 mm

Active Key Length Lf = 28 mm

Keyway Length = 36 mm

Joint Properties:

Material = Steel

Allowable Pressure = 150 MPa

Tensile Strength = 600 MPa

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 = 10.179 mm

Calculated pressure = 54.533 MPa


2.7.4.Calcul pene arbore 2

99

Pentru arboreal doi avem acelasi tip de pana si la roata dintata si la roata de curea. Ca date de intrare sunt introduse: puterea, turatia arborelui, diametrul tronsonului pe care se afla canalul de pana si lungimea acestuia. Materialul ales pentru toate tipurile de pene este otel de o rezistenta de rupere la tractiune minima de 590 MPa conform STAS (figura 2.53.).

Figura 2.53.

2.7.5.Raport pana arbore 2--------------------------------------------------------

01-29-2013 Key Component Wizard : 1 (Version 4.3.1120)

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

Loads:

Power P = 4.753 kW

Speed n = 111.8603 rpm

Torque T = 405.755 Nm

Dimensions:

Shaft Diameter d = 48 mm

100

Key 14x9

Key Length L = 40 mm

Active Key Length Lf = 26 mm

Keyway Length = 160 mm

Joint Properties:

Material = Steel

Allowable Pressure = 150 MPa

Tensile Strength = 600 MPa

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 = 25.047 mm

Calculated pressure = 144.5 MPa

Strength Check - True

101

proiect om 2

Documents