Post on 15-Oct-2015
description
Universitatea Tehnic din Cluj Napoca
Facultatea Construcii de Maini
Transmisie cu Reductor de Uz General ndrumtor : Prof. Dr. Ing. Ovidiu TtaruTipul reductorului : RK Student : Rus LorandPuterea motorului electric : P = 7.01 [kW] Specializare : TCM
Turaia motorului electric : n = 2440 [rot/min] Grupa : 1131Raport total de transmitere : u = 18.5 Anul universitar 2013 2014
Semestrul I1.Cuprins pag.2
2.Memoriu Tehnic
pag.5
2.1 Introducere
pag.5 2.1.1 Condiii de montare, protecie, aspect
pag.5 2.1.2 Consideraii privind protecia muncii
pag.6 2.1.3 Indicaii, exploatare, ntreinere, reglaj
pag.6 3.Variante constructive
pag.84.Memoriu Justificativ de Calcul
pag.10 4.1 Schema cinematic a reductorului
pag.10 4.2 Stabilirea rapoartelor de transmitere
pag.11 4.3 Calculul turaiei pe arbori
pag.12 4.4 Calculul puterilor pe arbori
pag.12 4.5 Calculul momentelor de torsiune pe arbori
pag.13 4.6 Transmisia prin curele trapezoidale
pag.13 4.6.1 Generaliti
pag.13 4.6.2 Tipuri de curele i material utilizate
pag.14 4.6.3 Calcule geometrice de baz
pag.14 4.6.3.1 Formule geometrice de baz
pag.14 4.6.3.2 Calcule geometrice de baz pentru transmisie prin curele trapezoidale
pag.15 4.6.4 Calculul lungimii curelei trapezoidale
pag.16 4.6.4.1 Formule pentru lungimea curelei trapezoidale
pag.16 4.6.4.2 Calculul lungimii curelei trapezoidale
pag.17 4.6.5 Calcule de rezisten pentru transmisia prin curele
pag.18 4.6.5.1 Formule de rezisten
pag.18 4.6.5.2 Calcule de rezisten
pag.20 4.6.6 Raport pentru transmisia prin curele trapezoidale
pag.214.7 Angrenaje
pag.24 4.7.1 Materiale pentru roi dinate
pag.24 4.7.2 Calcule geometrice de baz pentru angrenaj conic
pag.24 4.7.2.1 Formule geometrice de baz pentru angrenaj conic
pag.24 4.7.2.2 Calcule geometrice de baz pentru angrenaj conic
pag.28 4.7.3 Calcule de rezisten pentru angrenaj conic
pag.30 4.7.3.1 Formule de rezisten pentru angrenaj conic
pag.30 4.7.3.2 Calcule de rezisten pentru angrenaj conic
pag.32 4.7.4 Fore i tolerane pentru angrenaj conic
pag.33 4.7.5 Raport pentru angrenaj conic
pag.344.8 Arbori
pag.40 4.8.1 Alegerea materialelor
pag.40 4.8.2 Dimensionarea arborilor
pag.40 4.8.3 Fore rezultate prin angrenare
pag.42 4.8.4 Calculul reaciunilor din lagre
pag.44 4.8.4.1 Arbore de intrare
pag.44 4.8.4.2 Arbore de ieire
pag.50 4.8.5 Raport pentru calculul reaciunilor din arbori
pag.564.9 Rulmeni
pag.58 4.9.1 Formule pentru calculul rulmenilor
pag.58 4.9.2 Calculul rulmenilor pentru arbore de intrare
pag.60 4.9.3 Calculul rulmenilor pentru arbore de iesire
pag.62 4.9.4 Calculul rulmentilor pentru arborele de intrare cu programul MechSOFT pag.65 4.9.5 Raport. Rulmeni pentru arbore de intrare pag.68 4.9.6 Calculul rulmenilor pentru arbore de iesire cu programul MechSOFT pag.69
4.9.7 Raport. Calculul rulmenilor pentru arbore de ieire pag.72
4.10 Pene
pag.74 4.10.1 Formule de calcul pentru calculul penelor
pag.74 4.10.2 Calculul penelor
pag.75 4.10.2.1 Pan capt de arbore de intrare
pag.75 4.10.2.2 Raport.Calculul penei arbore de intrare
pag.76 4.10.2.3 Pan capt de arbore de iesire
pag.77 4.10.2.4 Raport. Calculul penei arbore de ieire
pag.78 4.10.2.5 Calculul penei pentru roata dinat
pag.79 4.10.2.6 Raport. Calculul penei pentru roata dinat pag.80
5. Acesorii carcasa pag.81
5. 1 Dop de golire cu filet metric pag.81
5.2 Aerisitor pag.81
5.3 Joja pentru verificarea uleiului pag.82
5.4 Inele de ridicare pag.82
5. 5 Capac de vizitare pag.82
6.Bibliografie
pag.83
2.Memoriu Tehnic2.1 Introducere
Reductoarele de turaie cu roidinate sunt mecanisme organizate ca ansambluri independente formate din roi dinate montate pe arbori i nchise ntr-o carcas. Acestea servesc la micorarea turaiei.
Reductoarele cu o singur treapt de reducere se pot mpri n urmtoarele tipuri de baz, n funcie de tipul angrenajului :
cu roi dinate cilindrice cu dini drepi sau nclinai cu roi dinate conice
angrenaje melc roat melcat
Componentele principale ale reductoarelor cu o singur treapt de reducere sunt urmtoarele : carcasa reductorului , cei doi arbori (arborele de intrare i ieire), roi dinate, lagrele, elementele de etanare, dispozitivele de ungere, capacele, indicatorul de nivel al uleiului, aerisitorul, elementele pentru ridicarea reductorului, dopul de golire, organe de asamblare. 2.1.1 Condiii de montare, protecie i aspect
nainte de operaia de montare, piesele vor trebui s fie curate, splate i suflate cu aer comprimat.La motoare se vor respecta n limitele toleranelor prescrise toate cotele indicate n documentaia de execuie.Suprafeele neprelucrate mecanic ale pieselor turnate carese gsesc n interiorul carcasei reductorului, trebuie s fie curate i vopsite cu vopsea rezistent la ulei.Toate suprafeele exterioare ale reductorului cu excepia suprafeelor de aezare i a capetelor de arbore se vor grundui i apoi se vor acoperi cu vopsea.Reductoarele se vor livra nealimentate cuulei dar cu lagrelegresate. n timpul operaiei de transport se vor lua msuri necesare n vederea evitrii loviturilor, zduncinrilorsau rsurnrii reductoarelor.Acesoriile carcasei care n timpul transportuluisunt expuse deteriorrii se demonteaz ise asambleaz separat ntr-o lad. Suprafeele lucrate mecanicse protejeaz contra coroziunii prinacoperire cu vazelin tehnica confrorm STAS 916-81 sau STAS 917-83.Capetele de arbore se vor nveli n hrtie parafinat, se vor proteja mpotriva deteriorrii prin lovire, iar penele se vor proteja mpotriva smulgerii.Toate deschiderile se vor nchide cu capace sau dopuri de protecie, pentru mpiedicarea ptrunderii corpurilor strine i contra mpuritilor.Cu ajutorul capacului de vizitare se va verifica gradul de uzur al angrenajului.
Se va verifica ca aerisitorul s nu fie nfundat. Curelele de transmisie vor fi acoperite de o aprtoare. 2.1.2 Consideraii privind protecia munciiAvnd n vedere greutatea ruductorului,la manipularea acestuia trebuie se acorde atenia necesarpentru a preveni unele accidente de munc. La transportul reductorului, pentru ridicare se recomand o fixare exact cu ajutorul inelelor deprindere prin intermediul unor cabluri, lanuri, etc. Roile de curea trebuie prevzute cu aprtori pentru a evita accidentele ce s-ar putea produce prinprinderea diferitelor obiecte vestimentare.Reductorul nu are voie sfuncioneze, dect numai dac are toateaccesoriile montate. Se interzice reglarea jocului din rulmeni n timpul funcionrii reductorului, aprnd posibilitatea de distrugere a angrenajelor. Capacul reductorului nu se va desface n timpul funcionrii pentru a mpiedica stropirea cu ulei,eventuale accidente. Se va evita ptrunderea diferitelor obiecte prin capacul de vizitare. 2.1.3 Indicaii, exploatare, ntreinere, reglaj
Reductorul are poziia de lucru n planul orizontal, se va fixa pe podea cu ajutorul unor uruburi de fixare. Abaterea de la poziia orizontal nu trebuies depeasc 5%, o nclinare maimare afectnd ungerea reductorului. Ungerea se realizeaz cu ulei TIN 200 EP STAS 871-80 aditivat cu aditivi antirugin, antispumani, antioxidani. Cantitatea de ulei necesar pentru umplere pn la nivelul necesar este de 6 litri, acest nivel fiindperiodic verificat prin itermediul jojei de ulei.Suprafetele nefuncionale, carcasa, capacele rulmenilor se vorvopsi, se avea n vederei vopsirea n interior pentru fixarea mpurittilor rezultate n urma prelucrrii. Etaneitatea suprafeei de separaie se realizeaz prin acoperireacu un strat devopsea.Dupa montare, reductorul se rodeaz n gol timp de 24 ore i apoi cu sarcina redus.Dupa rodare se golete uleiul dinbaie, se demonteaz capacul i seanalizeaz vizual toate elementele componente.Perioada de schimbare a uleiului este de 6 luni, indiferent dac reductorul funcioneaz zilnic sau nu.Periodic se recomand splarea bii de ulei pentru evacuarea diferitelor depuneri.Se va verifica periodic gradul de uzur al angrenajelor i de asemenea aerisitorul s nu fie nfundat.3. Variante constructive4.Memoriu justificativ de calcul
4.1 Schema cinematic a reductorului
4.2 Stabilirea rapoartelor de transmitere
La stabilirea rapoartelor de transmitere, n general, trebuie luate n considerare umrtoarele recomandri : obinerea unor roi dinate de mas redus
obinerea unor gabarite minime
asigurarea condiiilor de ungere a roilor dinate
utilizarea la maxim a capacitilor de ncrcare admise ale angrenajelor
Alegerea rapoartelor de transmitere n aa fel ca toate cerinele de mai sus s fie satisfcute simultan, nu este posibil.n cazul reductoarelor, de uz general, se iau n considerare utilizarea la maxim a capacitilor de ncrcare admise i asigurarea condiiilor de ungere.Pentru reductoare cu roi dinate conice se fac urmtoarele recomandri :
Valori uzuale ale rapoartelor de transmitere: 2...3
Valoarea maxim a rapoartelor de transmitere : 6
Valori uzuale a rapoartelor de transmitere la curele trapezoidale : 2..4
Valoarea maxim a raportului de transmitere la curele trapezoidale : 74.3 Calculul turaiilor pe arbori
Alegerea numarului de dinti ai pinionului
verificare
4.3 Calculul turaiilor pe arboriTuraia motorului electric :
rot / min
Valoarea turaiei pe arbore de intrare :
rot/min
Valoarea turaiei pe arbore de ieire :
rot/min
4.4 Calculul puterilor pe arboriAlegerea randamentelor:
Valoarea puterii pe arbore de intrare:
kW
Valoarea puterii pe arbore de ieire :
kW4.5 Calculul momentelor de torsiune pe arbori
Nmm
Valoarea momentului de torsiune pe arbore de intrare :
Nmm
Valoarea momentului de torsiune pe arbore de ieire :
Nmm
4.6 Transmisia prin curele trapezoidale
4.6.1 GeneralitiTransmisia prin curele realizeaz transferul energetic ntre doi sau mai muli arbori, datorit frecrii dintre un element intermediar flexibil, cureaua, montat pretensionat i roile de curea fixate pe arbori.
Fa de alte transmisii prezint o serie de avantaje, cum ar fi: posibilitatea transmiterii micrii de rotaie la distane mari; funcionare lin, fr zgomot; amortizarea ocurilor i a vibraiilor; constituie un element de siguran (la suprasarcini cureaua poate patina); se realizeaz la un pre de cost redus; nu impun condiii tehnice deosebite pentru montaj i ntreinere etc.
Ca dezavantaje amintim: gabarit mare; capacitate de transmitere redus; durabilitate limitat; funcionare nsoit de alunecare elastic ceea ce face ca raportul de transmitere s nu fie constant etc.4.6.2 Tipuri de curele i materiale utilizate
Cureaua condiioneaz capacitatea de transfer energetic, frecvena i natura iinterveniilor,gabaritul transmisiei etc.
Dup forma seciunii transversale a curelei se ntlnesc curele late, trapezoidale, rotunde i dinate. Dintre acestea, profilul trapezoidal este cel mai rspndit. n acest caz cureaua se confecioneaz dintr-un element de rezisten, format din straturi de inserie esut, nururi sau cabluri din fire artificiale, ncorporat n cauciuc vulcanizat, i protejat la exterior de un strat de estur cauciucat rezistent la uzur.4.6.3 Calcule geometrice de baz4.6.3.1Formule geometrice de bazPentru calculul i dimensionarea transmisiei prin curele s-a folosit programul MECHSOFT care se bazeaz pe urmtoarele formule :
Fig.4 Formule pentru calcule geometrice de baz pentru transmisia prin curele
Fig.5 Formule pentru calcule geometrice de baz pentru transmisia prin curele
4.6.3.2 Calcule geometrice de baz pentru transmisia prin curele
n fereastra Geometry s-a introdus puterea, turaia, diametrele roilor de curea, numrul de curele, numrul de roi, coeficientul de alunecare a curelei. Pentru calcule s-au ales curele nguste de tip SPZ.
Fig.6 Fereastra Geometry pentru transmisia prin curele
4.6.4 Calculul lungimii curelei trapezoidale4.6.4.1 Formule pentru lungimea curelei trapezoidale
Fig.7 Formule pentru calculul lungimii curelei trapezoidale, pentru 2 curele
4.6.4.2 Calculul lungimii curelei trapezoidale
Fig.8 Calculul dimensiunilor pentru roata de curea 1.
Fig.9 Calculul dimensiunilor pentru roata de curea 2.4.6.5 Calcule de rezisten4.6.5.1 Formule de rezisten
Fig.10 Formule pentru calcule de rezisten pentru transmisia prin curele4.6.5.2 Calcule de rezistenn fereastra Strenght Calculation se alege factorul de serviciu n funcie de tipul mainriei, tipul motorului, i numrul de ore de funcionare pe zi.
Fig.11 Calcule de rezisten pentru transmisia prin curele4.6.6 Raport pentru transmisia prin curele trapezoidale--------------------------------------------------------
02-05-2014 V-belts Component Wizard (Version 4.3.1040)
--------------------------------------------------------
--- Guide
Calculation Type - DIN
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 = 3
Belt width w = 9.7 mm
Belt height h = 8 mm
--- Sheave Parameters
Sheave Width Bf = 40 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 = 120.3 mm
Distance Between Groove Axis and Sheave Face f = 8 +1 -1 mm
Groove surface texture Ra = 1.6 m
Sliding Sheave = 2
--- Sheave 1
Pitch Diameter dp1 = 120 mm
Outer diameter Da1 = 124 mm
Groove Angle alpha1 = 38
Speed n1 = 1450 rpm
Torque T1 = 46.1659 Nm
X Coordinate = 0 mm
Y Coordinate = 0 mm
Arc of Contact b1 = 147.28
Arc of Contact Coefficient Ca1 = 0.92
--- Sheave 2
Pitch Diameter dp2 = 352.44 mm
Outer diameter Da2 = 356.44 mm
Groove Angle alpha2 = 38
Transmission Ratio i = 2.937
Speed n2 = 493.7011 rpm
Torque T2 = 130.166 Nm
X Coordinate = 412.577 mm
Y Coordinate = 0 mm
Center Distance = 412.577 mm
Arc of Contact b2 = 212.72
Arc of Contact Coefficient Ca2 = 1.06
--------------------------------------------------
Strength Check
--------------------------------------------------
Power P = 7.01 kW
Efficiency h = 0.96
Belt Slip = 0 %
Service Factor Cp = 1.2
Belt Length Correction Coeff. Cl = 1
Number of Belts Coefficient Ck = 0.95
Tangential Force F = 769.432 N
Centrifugal Force Ff = 5.81 N
Force in Strained Belt Strand F1 = 981.556 N
Force in Loose Belt Strand F2 = 212.124 N
Min. Working Pre-tension Fu = 596.84 N
Radial Force in Bearings Fr = 1165.669 N
Circumferential Velocity v = 9.111 m/s
Table Load Ptab = 3.391 kW
Allowable Load Pall = 8.844 kW
Calculated Load Pv = 8.412 kW
Strength Check - True4.7 Angrenaje4.7.1 Materiale pentru roi dinate
Pentru construcia roilor dinate se poate utiliza o mare varietate de materiale. Opiunea asupra unuia sau altuia dintre acestea are implicaii asupra gabaritului transmisiei, tehnologiei de execuie, preului de cost etc.
n general, alegerea materialului pentru roile dinate trebuie sa aib n vedere urmtoarele criterii:
- felul angrenajului i destinaia acestuia;
- condiiile de exploatare (mrimea i natura ncrcrii, mrimea vitezelor periferice, durata de funcionare i condiiile de mediu);
- tehnologia de execuie agreat;
- restriciile impuse prin gabarit, durabilitate i pre de fabricaie.
Principalele materiale folosite n construcia roilor dinate sunt: oelurile, fontele, unele aliaje neferoase i materialele plastice.
Pentru pinion se alege material tratat termic DIN 42MnV7 , iar pentru roata 2 se alege material tratat termic DIN 37MnSi5.
4.7.2 Calcule geometrice de baz pentru angrenaj conic
Pentru calculul i dimensionarea angrenajului conic s-a folosit programul MECHSOFT.
4.7.2.1 Formule geometrice de baz pentru angrenaj conic
Fig.12 Formule pentru calcule geometrice de baz pentru angrenaj conic
Fig.13 Formule pentru calcule geometrice auxiliare pentru angrenaj conic4.7.2.2 Calcule geometrice de baz pentru angrenaj conic
Fig.14 Ghid pentru calculul angrenajului conic
n fereastra Geometry s-a introdus numrul de dini ai roilor dinate, unghiul de nclinare a roilor, modulul, limea roilor i factorul de corecie a roilor.
Fig.15 Fereastra GeometryDup dimensionarea roilor n fereastra Dimensions, sunt afiate dimensiunile roilor dinate.
Fig.16 Fereastra Dimensions Dimensiunile pinionului
Fig.17 Fereastra Dimensions Dimensiunile roii dinate
4.7.3 Calcule de rezisten pentru angrenaj conic4.7.3.1 Formule de rezisten pentru angrenaj conic
Fig.18 Formule de rezisten pentru angrenaj conic4.7.3.2 Calcule de rezisten pentru angrenaj conic
n fereastra Strenght alegem materialul pentru roile dinate, factorul de aplicaie KA i durabilitatea angrenajului.
Materialul ales pentru pinion este de durabilitate mai mare, deoarece dinii pinionului sunt solicitate mai frecvent.
Factorul de aplicaie este ales n funcie de modul de transmisie a puterii.
Fig.19 Fereastra Strenght Check
4.7.4 Fore i tolerane pentru angrenaj conicn fereastra Load sunt introduse puterea i randamentul angrenajului conic.
Fig.20 Fereastra Load
Fig.21 Fereastra Tolerances
4.7.5 Raport. Angrenaj conic--------------------------------------------------------------
02-05-2014 Bevel Gearing Component Wizard (Version 4.3.1031)
--------------------------------------------------------------
--- Guide
Cone Height of Teeth - DIN
Strength calculation: Strength check calculation
Distribution of Correction: With Comp. of Slips
Load calculation: Calculates the torque according to the power and speed
--- Basic Parameters
Gear Ratio = 6.2857
Tangential Pressure Angle alpha = 20
Addendum a* = 1 (= 3 mm)
Clearance c* = 0.2 (= 0.6 mm)
Root Fillet = 0.3 (= 0.9 mm)
Addendum of Basic Rack = 1.2 (= 3.6 mm)
Helix Angle beta = 0
Shaft Angle = 90
Tangential Module met = 3 mm
Normal Module in Middle Plane mmn = 2.5062 mm
Virtual Gear Ratio uv = 39.51
Virtual Center Distance av = 1079.441 mm
Pitch Cone Radius Re = 200.49 mm
Pitch Cone Radius in Middle Plane Rm = 167.49 mm
Whole Depth of Tooth he = 6.6 mm
Facewidth = 66 mm
Facewidth Ratio = 0.3292
Contact Ratio = 1.6238 (1.6238 + 0)
Precision Specification 7e26
Limit Deviation of Helix Angle Fb = 0.018 mm
Limit Deviation of Axis Parallelity fx = 0.018 mm
Limit Deviation of Axis Parallelity fy = 0.009 mm
--- Gear 1
Number of Teeth = 21
Unit Correction = 0.4178 (= 1.254 mm)
Tang. Displacement = 0 (= 0 mm)
Pitch Diameter de = 63 mm
Pitch Diameter in Middle Plane dm = 52.63 mm
Outside Diameter dae = 71.401 mm
Outside Diameter at Small End dai = 47.897 mm
Root Diameter dfe = 58.365 mm
Vertex Distance = 197.332 mm
Vertex Distance at Small End = 132.371 mm
Pitch Cone Angle delta = 9.0395
Outside Cone Angle deltaa = 10.2549
Cutting Angle deltaf = 8.3689
Tooth Thickness at Large End se = 5.625 mm
Outside Tooth Thickness = 0.5315
Chordal Thickness sc = 4.967 mm -0.04
-0.1
Chordal Thickness Height hc = 3.35 mm
Comparative Number of Teeth zv = 21.2641
Limit Circumferential Run-out Fr = 0.037 mm
Limit Deviation of Axial Pitch fpt = 0.015 mm
Limit Deviation of Basic Pitch fpb = 0.014 mm
--- Gear 2
Number of Teeth = 132
Unit Correction = -0.4178 (= -1.254 mm)
Tang. Displacement = 0 (= 0 mm)
Pitch Diameter de = 396 mm
Pitch Diameter in Middle Plane dm = 330.82 mm
Outside Diameter dae = 396.549 mm
Outside Diameter at Small End dai = 266.008 mm
Root Diameter dfe = 394.475 mm
Vertex Distance = 29.775 mm
Vertex Distance at Small End = 19.973 mm
Pitch Cone Angle delta = 80.9605
Outside Cone Angle deltaa = 81.4596
Cutting Angle deltaf = 79.5737
Tooth Thickness at Large End se = 3.8 mm
Outside Tooth Thickness = 0.8418
Chordal Thickness sc = 3.355 mm -0.075
-0.175
Chordal Thickness Height hc = 1.136 mm
Comparative Number of Teeth zv = 840.1487
Limit Circumferential Run-out Fr = 0.049 mm
Limit Deviation of Axial Pitch fpt = 0.018 mm
Limit Deviation of Basic Pitch fpb = 0.017 mm
--- Load (Gear 1; Gear 2)
Power P = 6.696; 6.4951 kW
Efficiency = 0.97
Speed n = 830.919; 132.1917 rpm
Torque Mk = 76.9535; 469.1962 Nm
Tangential Force Ft = 2924.2965 N
Normal Force Fn = 3111.9713 N
Direction 1
Radial Force Fr = 1051.1379; 167.2265 N
Axial Force Fa = 167.2265; 1051.1379 N
Direction 2
Radial Force Fr = 1051.1379; 167.2265 N
Axial Force Fa = 167.2265; 1051.1379 N
Circumferential Velocity v = 2.2898 m/s
Resonance speed nE1 = 21200.35 rpm
----------------------------------------------------
Strength Check According to DIN 3991:1988
----------------------------------------------------
Durability Lh = 25000 hour
--- Material Values
&Material designation: DIN 42MnV7; DIN 37MnSi5
Tensile Strength = 932; 880 MPa
Yield Point in Tensile = 686; 635 MPa
Contact Fatigue Limit SigmaHlim = 700; 658 MPa
Bending Fatigue Limit SigmaFlim = 518; 493 MPa
Hardness in Tooth Core = 200; 200 HV
Hardness in Tooth Side = 600; 600 HV
Base Number of Load Cycles in Contact [10^6] = 50; 50
Base Number of Load Cycles in Bending [10^6] = 3; 3
Whler Curve Exponent for Contact = 10; 10
Whler Curve Exponent for Bending = 6; 6
Modulus of Elasticity in Tension [10^3] = 206; 206 MPa
Poisson's Ratio = 0.3; 0.3
Type of Treatment = 0; 0
--- Factors for Contact
Application Factor KA = 1.25
Dynamic Factor KHv = 1.087
Face Load Factor KHb = 1.65
Transverse Load Factor KHa = 1.263
Total KH = 2.829
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 = 0.89
Single Pair Tooth Contact Factor ZB = 1; 1
Life Factor Zn = 1; 1
Lubricant Factor Zl = 0.937
Roughness Factor Zr = 1
Velocity Factor Zv = 0.928
Size Factor Zx = 1; 1
--- Factors for Bending
Application Factor KA = 1.25
Dynamic Factor KFv = 1.087
Face Load Factor KFb = 1.65
Transverse Load Factor KFa = 1.405
Total KF = 3.148
One-time Overloading Factor KAS = 1
Form Factor YFa = 2.241; 1.688
Stress Correction Factor YSa = 1.828; 0.771
Teeth with Grinding Notches Factor YSag = 1; 1
Bevel Gear Factor Yk = 1
Helix Angle Factor Yb = 1
Contact Ratio Factor Yeps = 0.712
Alternating Load Factor Ya = 1; 1
Production Technology Factor Yt = 1; 1
Life Factor Yn = 1; 1
Notch Sensitivity Factor Yd = 1.092; 1.112
Size Factor Yx = 1; 1
Tooth Root Surface Factor Yr = 1
--- Results
Factor of Safety from Pitting SH = 1.088; 1.023
Factor of Safety from Tooth Breakage SF = 3.484; 10.627
Static Safety in Contact SHst = 3.431; 3.176
Static Safety in Bending SFst = 7.978; 23.9
Strength Check - True4.8 Arbori
4.8.1 Alegerea materialului Alegera materialului se va face dup felul solicitrii arborilor, precum i de natura acestor solicitri. Pentru solicitri uoare i medii se recomand oeluri de carbon obinuite, mrcile OL50, sau OL60 ( STAS 500/2-80).
4.8.2 Dimensionarea arborilorDimensionarea arborilor se pornete de la determinarea dimensiunilor a capetelor de arbori funcie de momentul de torsiune care este transmis.
Pentru determinarea dimensiunilor capetelor de arbore se folosesc tabelele 9.4 respectiv 9.2, de la paginile 141 i 142 din [1]
Momentul de torsiune pe arbore de intrare :
Nmm Momentul de torsiune pe arbore de ieire :
Nmm
Fig.22 Momente nominale care pot fi transmise de cap.de arbore
Funcie de momentele de torsiune , se alege pentru captul de arbore de intrare diametrul dintrare = 38 mm, iar pentru captul de ieire diametrul diesire = 50 mm.
Fig.23 Abateri limita la diametru nominal d la cap. de arbore
Astfel lungimea captului de arbore de intrare va fi 58 mm, iar lungimea captului arborelui de ieire va fi 82 mm.
4.8.3 Forele rezultate prin angrenare Pentru dimensionarea arborilor este necesar cunoaterea sensului i direciei forelor ce acioneaz n angrenaj.
n Fig.24 Sunt prezentate forele ce acioneaz ntr-un angrenaj conic.
Fig.24 Forte care actioneaza in angrenajul conic
4.8.4 Calculul reaciunilor din lagre
Pentru calculul reaciunilor din lagre se folosete programul MATHCAD, pornind de la fig. 24.
4.8.4.1 Arbore de intraren planul vertical :
NNn plan orizontal:
NN
Fig.25 Formule pentru verificarea arborilor
n MECHsoft arborele este construit pornind de la urmtoarea schi :
Fig.26 Dimensionarea arborelui n MECHSOFTn urmtorul pas sunt introduse punctele de reazem i forele ce acioneaz asupra arborelui :
Fig.27 Fore i reaciuni
Fig.28 Forele ce solicit arborele de intrare
n stnga sunt introduse forele ce acioneaz pe captul arborelui , iar n dreapta forele ce acioneaz din angrenaj conform schiei din fig.24.
Fig.29 Reaciunile din lagre conform MECHSOFTRezultate pentru arbore de intrare
Fig.30 Fore tietoare
Fig.31 Moment de ncovoiere
Fig.32 Unghi de rotaieFig.33 Sgeata
Fig.34 Eforturi de ncovoiere
Fig.35 Eforturi de forfecare
Fig.36 Eforturi de torsiune
Fig.36 Eforturi axiale
Fig.38 Suma eforturilor
Fig.39 Dimensiuni recomandate4.8.4.2 Arbore de ieire
Planul vertical :
N
N
Planul orizontal :
N
N
N
N
Arborele de ieire este este construit dup urmtoarea schi :
Fig.40 Dimensionare arbore de ieren urmtorul pas sunt prezentate reazemele i forele ce acioneaz asupra arborelui :
Fig.41 Fore i reazeme
Fig.42 Forele ce solicit arborele de ieire
Fig.43 Reaciunile din reazeme conform MECHSOFTRezultate pentru arbore de ieire
Fig.44 Fore tietoareFig.45 Moment de ncovoiere
Fig.46 Unghi de rotaie Fig.47 Sgeata Fig.48 Eforturi de ncovoiere Fig.49 Eforturi de forfecare Fig.50 Eforturi de torsiune Fig.51 Eforturi axiale
Fig.52 Suma eforturilor Fig.53 Dimensiuni recomandate4.8.5. Raport pentru calculul reaciunilor din arbori Raport pentru arbore de intrare---------------------------------------------------------------------
02-17-2014 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]]
-412.0, -1579.6, 1632, 0.0, 0.011245, 0.000114
3336.3, 246.7, 3345, 1051.1, 0.000017, 0.000100
[Deflection[mm], Rotation[rad]] in Place of Loading
0.016473, 0.000154
0.002481, 0.000106
Maximal Stress = 14.1 MPa
Angle of Twist = -0.0307 degrees
Mass = 0 kg
Maximum Deflection = 20.4264 mRaport pentru arbore de ieire---------------------------------------------------------------------
02-05-2014 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]]
724.9, 3.7, 725, -167.2, 0.000000, 0.000044
2199.4, -1054.8, 2439, 0.0, 0.004023, 0.000029
[Deflection[mm], Rotation[rad]] in Place of Loading
0.005382, 0.000044
0.003219, 0.000034
Maximal Stress = 3.3 MPa
Angle of Twist = -0.0059 degrees
Mass = 0 kg
Maximum Deflection = 7.1837 m4.9 Rulmeni
n construcia reductoarelor sunt foarte rspndite lagrele cu rulmeni. Rulmenii fiind tipizai, alegerea lor se face dup standarde i cataloagele fabricilor productoare pe baza diametrului fusului arborelui pe care se monteaz, a sarcinilor pe lagr i a duratei de exploatare alese iniial.Pentru a adopta un anumit tip de rulment, se va ine seama de : mrimea i sensul solicitrii , turaii, temperatura de lucru, condiii de montaj, exploatare, etc.
Pentru calculul rulmenilor s-a folosit programul MECHSOFT i deoarece cei dor rulmeni de pe arbore sunt identici, s-a dimensionat doar acela care este supus la sarcini mari. n cazul reversrii sensului de rotaie , se schimb doar sensul forei tangeniale i axiale, ceea ce influeneaz suma reaciunilor din lagre.4.9.1 Formule de calcul pentru calculul rulmenilorRulmenii sunt calculai n MECHSOFT cu urmtoarele formule :
Fig.54 Formule pentru calculul rulmenilor4.9.2 Calculul rulmenilor pentru arbore de intrare
Se impune ca durabilitatea necesara a rulmentilor sa fie Lnec= 15000-30000 h dupa recomandarile din tab.5.4, pag. 132, [3].
Din etapa de dimensionare rezulta diametrul d al fusului dulmentului.
In functie de diametrul d se aleg rulmenti radiali-axiali cu bile cu dimensiunile date la pag. 168, tab. 5.15 [3]:
d=50 mm;D=90 mm;CI=CII=37500 N.
Se calculeaza reactiunile HI, HII, VI, VII pentru cei doi rulmenti. Raportate la directiile atasate rulmentului, aceste reactiuni sunt forte radiale, astfel, rezultatele lor sunt chiar fortele radiale FrI, FrII care incarca rulmentii. Calculul reactiunilor se face luand in considerare figura referitoare la montajul in O din tab. 5.14, pag. 163, [3].
Valoarile reactiunilor au fost determinate anterior, ca urmare avem:
Fortele axiale totale din rulmenti se calculeaza dupa metodologia data in tab. 5.14, cazul 2a, pag. 163. [3].
Se compara valorile fortelor radiale: FrI>FrII
Se calculeaza forta axiala din arbore A, care este egala cu forta axiala care actioneaza asupra rotii montate pe arbore.
Se verifica daca: AFrIV
Se calculeaza forta axiala din arbore A, care este egala cu forta axiala care actioneaza asupra rotii montate pe arbore.
A0, => metoda de verificare a rulmentilor este dupa metoda 2c.
pag 162, (5.65), [3]
pag 162, (5.66), [3]
Dupa calculul sarcinilor dinamice echivalente PeIII, PeIV se calculeaza coef. dinamic fd, 5.20, pag. 132 [3].
tab.5.1, pag. 132 [3]
tab.5.2, pag. 133 [3]
tab.5.3, pag. 134 [3]
Se determina sarcina echivalenta de calcul Pec pentru rulmentul III si IV cu relatia 5.21, pag. 132 [3].
Pentru verificarea durabilitatii efective a rulmentilor avem nevoie de urmatorii factori de corectie, a1 pentru o fiabilitate de 98%, a2 factorul de corectie care tine seama de materialul rulmentului, a3 factorul de corectie pentru conditii de functionare neconventionale (acesta se alege functie de parametrul de ungere .
tab.5.7, pag. 137 [3]
tab.5.8, pag. 137 [3]
137 [3]
rot / min
tab 3.15, pag. 73 [3]
5.31, pag. 137 [3]
tab.5.2, pag. 137 [3]
Exponentul p=3 pentru rulmenti cu bile, pag. 130, [3].
Durabilitatea efectiva a rulmentilor se calculeaza cu relatia 5.58, pag.148 [3].
Ambii rulmenti rezista la solicitari si prezinta o durabilitate mai mare decat cea impusa.4.9.5 Calculul rulmenilor pentru arbore de intrare cu programul MechSOFT
Deoarece cei doi rulmenti radiali - axiali cu bile pe de arborele de intrare sunt identici, se verifica doar rulmentul care este supus la sarcini mai mari.
Dupa alegerea optiunii DIN 625 SKF din Component Wizards, alegem optiunea Expert si apoi Check Calculation dupa cum urmeaza:
Fig.55 Ghid pentru calculul rulmenilor Fig.56 Duritatea rulmentului
Fig.57 Sarcini i fore n angrenaje Fig.58 Factor de utilizare
Fig.59 Rezultate rulment arbore de intrare4.9.6 Raport. Rulmeni pentru arbore de intrare----------------------------------------------------------------
02-17-2014 Rolling Bearing Component Wizard (Version 4.3.1010)
----------------------------------------------------------------
--- Guide
Strength Calculation Type: Check Calculation
--- Input
Required Life Lh = 15000 hour
Coeffic. of Add'l Forces fd = 1.2
Working Temperature ft = 100 C
Required Reliability a1 = 90 %
Lubrication Type - Oil
--- Load Conditions
Number of Different Load Conditions Ni = 1
Radial Load Fr1 = 3349.91 N
Axial Load Fa1 = 3818.89 N
Bearing Speed n1 = 830.919 rpm
Work Time t1 = 100 %
--- Bearing type
DIN 628 SKF,Single row angular contact ball bearings SKF
Bearing designation: 7210 BE
Inside Bearing Diameter d = 50 mm
Outside Bearing Diameter D = 90 mm
Bearing Width B = 20 mm
Radius of Bearing Fillet or Chamfer r = 1.1 mm
Min. Diameter of Shaft Shoulder damin = 57 mm
Max. Diameter of Hub Shoulder Damax = 83 mm
Max. Fillet Radius of Shoulder ramax = 1 mm
Bearing Mass m = 0.47 kg
Dynamic loading capacity of bearing = 39000 N
Static loading capacity of bearing = 30500 N
Limiting speed for lubrication by grease [rpm] = 6000
Limiting speed for lubrication by oil [rpm] = 8000
--- Results
Equivalent Dynamic Load P = 4019.89 N
Equivalent Static Load P0 = 3818.89 N
Static Safety Coefficcient s0 = 7.99
Power Loss by Friction Pz = 17.49 W
Necessary Minimum Load Fmin = 390 N
Calculated Bearing Life Lh = 18316.43 hour
Coeffic. of Over-revolving kn = 9.634.9.7 Calculul rulmenilor pentru arbore de ieire cu programul MechSOFT
Deoarece cei doi rulmenti radiali - axiali cu bile pe de arborele de intrare sunt identici, se verifica doar rulmentul care este supus la sarcini mai mari.
Dupa alegerea optiunii DIN 625 SKF din Component Wizards, alegem optiunea Expert si apoi Check Calculation dupa cum urmeaza:
Fig.60 Ghid pentru calculul rulmenilor Fig.61 Duritatea rulmentului
Fig.62 Sarcini i fore n angrenaje Fig.63 Factor de utilizare
Fig.64 Rezultate rulment arbore de intrare4.9.8 Raport. Calculul rulmenilor pentru arbore de ieire----------------------------------------------------------------
02-05-2014 Rolling Bearing Component Wizard (Version 4.3.1010)
----------------------------------------------------------------
--- Guide
Strength Calculation Type: Check Calculation
--- Input
Required Life Lh = 15000 hour
Coeffic. of Add'l Forces fd = 1.2
Working Temperature ft = 100 C
Required Reliability a1 = 90 %
Lubrication Type - Oil
--- Load Conditions
Number of Different Load Conditions Ni = 1
Radial Load Fr1 = 2439.235 N
Axial Load Fa1 = 2780.827 N
Bearing Speed n1 = 132.192 rpm
Work Time t1 = 100 %
--- Bearing type
DIN 628 SKF,Single row angular contact ball bearings SKF
Bearing designation: 7212 BE
Inside Bearing Diameter d = 60 mm
Outside Bearing Diameter D = 110 mm
Bearing Width B = 22 mm
Radius of Bearing Fillet or Chamfer r = 1.5 mm
Min. Diameter of Shaft Shoulder damin = 69 mm
Max. Diameter of Hub Shoulder Damax = 101 mm
Max. Fillet Radius of Shoulder ramax = 1.5 mm
Bearing Mass m = 0.8 kg
Dynamic loading capacity of bearing = 57200 N
Static loading capacity of bearing = 45500 N
Limiting speed for lubrication by grease [rpm] = 5000
Limiting speed for lubrication by oil [rpm] = 6700
--- Results
Equivalent Dynamic Load P = 2926.56 N
Equivalent Static Load P0 = 2780.83 N
Static Safety Coefficcient s0 = 16.36
Power Loss by Friction Pz = 2.43 W
Necessary Minimum Load Fmin = 572 N
Calculated Bearing Life Lh = 941363.64 hour
Coeffic. of Over-revolving kn = 50.684.10 Pene 4.10.1 Formule de calcul pentru calculul penelor Fig.65 Formule pentru calculul penelor4.10.2 Calculul penelor4.10.2.1 Pan capt de arbore de intrare
Ca date de intrare sunt introduse puterea, turaia arborelui, diametrul arborelui pe care se afl canalul de pan,i lungimea acestuia.Materialul ales pentru tipul de pene este OLC 60 cu rezisten de 600 Mpa
Fig.66 Ghid pentru calculul penei arbore intrare
Fig.67 Calculul penei pentru arbore de intrare4.10.2.2 Raport.Calculul penei arbore de intrare
--------------------------------------------------------
02-05-2014 Key Component Wizard : 1 (Version 4.3.1120)
--------------------------------------------------------
Loads:
Power P = 6.696 kW
Speed n = 830.919 rpm
Torque T = 76.954 Nm
Dimensions:
Shaft Diameter d = 38 mm
Key 10x8
Key Length L = 40 mm
Active Key Length Lf = 30 mm
Keyway Length = 58 mm
Joint Properties:
Material = User
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 = 6.75 mm
Calculated pressure = 33.752 MPa
Strength Check - True
4.10.2.1 Pan capt de arbore de iesire
Ca date de intrare sunt introduse puterea, turaia arborelui, diametrul arborelui pe care se afl canalul de pan,i lungimea acestuia.Materialul ales pentru tipul de pene este OLC 60 cu rezisten de 600 Mpa
Fig.68 Calculul penei arbore de ieire4.10.2.4 Raport. Calculul penei arbore de ieire --------------------------------------------------------
02-05-2014 Key Component Wizard : 1 (Version 4.3.1120)
--------------------------------------------------------
Loads:
Power P = 6.43 kW
Speed n = 132.192 rpm
Torque T = 464.491 Nm
Dimensions:
Shaft Diameter d = 50 mm
Key 14x9
Key Length L = 50 mm
Active Key Length Lf = 36 mm
Keyway Length = 82 mm
Joint Properties:
Material = User
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 = 27.525 mm
Calculated pressure = 114.689 MPa
Strength Check - True
4.10.2.5 Calculul penei pentru roata dinat
Ca date de intrare sunt introduse puterea, turaia arborelui, diametrul arborelui pe care se afl canalul de pan,i lungimea acestuia.Materialul ales pentru tipul de pene este OLC 60 cu rezisten de 600 Mpa
Fig.69 Calculul penei pentru roata dinat4.10.2.6 Raport. Calculul penei pentru roata dinat--------------------------------------------------------
02-05-2014 Key Component Wizard : 1 (Version 4.3.1120)
--------------------------------------------------------
Loads:
Power P = 6.43 kW
Speed n = 132.192 rpm
Torque T = 464.491 Nm
Dimensions:
Shaft Diameter d = 65 mm
Key 18x11
Key Length L = 40 mm
Active Key Length Lf = 22 mm
Keyway Length = 68 mm
Joint Properties:
Material = User
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 = 17.324 mm
Calculated pressure = 118.116 MPa
Strength Check - True
5. Acesorii carcasa
5. 1 Dop de golire cu filet metric
Alegem dop de golire M12 standardizat, conform fig.8.17 pag.232, [2]5.2 Aerisitor
Alegem aerisitor M12 standardizat, conform fig.8.23 pag.234, [2]5.3 Joja pentru verificarea uleiului
Pentru verificarea nivelului de ulei se utilizeaza joja de verificare standardizata, conform fig.8.21a pag.233, [2]5.4 Inele de ridicare
Pentru ridicarea reductorului si a capacului carcasei utilizam inele de ridicare M12 standardizate, conform STAS 3186 fig, 8.26 pag.235, [2]5. 5 Capac de vizitare
Alegem capac de vizitare standardizat, conform fig.8.24 pag.235, [2]6. Bibliografie1 Antal A.,.a., Reductoare , UT Press, ClujNapoca, 1994
2 Ovidiu Belcin., .a., Organe de Maini, Risoprint, Cluj-Napoca, 2011
3 Dumitru Pop., .a., Lagre cu Rulmeni
4 Vasile Palade., .a., Reductoare cu Roi Dinate
2