Cap. 1. Tema de proiectare

Sa se proiecteze o transmisie formata dintr-un reductor cilindric cu o singura treapta si o transmisie prin curele trapezoidale pentru actionarea unei …............

Cap. 2 Schema cinematica

Se alege pentru aplicatia data urmatoarea schema cinematica de principiu.

avand urmatoarele notatii:ME = motor electric asincron trifazatTCT = transmisie prin curele trapezoidaleRT = reductor cilindric cu o treaptaC = cuplaj arbore iesire reductor

Cap. 3. Date de intrareMt = [Nm], momentul de torsiune la iesireNe = [rot/min], turatia arborelui de iesireiR = , raportul de transmisie al treptei cilindriceiCT = , raportul de transmisie a curelelor trapezoidaleaW = [mm], distanta dintre axele reductorului cilindricm = [mm], modulul angrenajului dintatβ = [grd], unghiul de inclinare a danturilorT = [h], durata de viata a reductorului cilindric

Cap.4. Calculul angrenajului dintat

4.1. Alegerea motorului electricConform [1], alegerea motorului electric tine cont de randamentele transmisiilor precum

si a elementelor interne din reductor care consuma putere (rulmenti, ulei pentru ungere, sisteme de ventilatie, etc).

Formula de calcul generala este:

unde:

PM = puterea necesara la motorul electricPII = puterea la arborele de iesire al reductorului (puterea necesara la organul de lucru)ηtot = randamentul totalηTCT = randamentul transmisiei prin curele trapezoidaleηr = pierderea de putere in perechile de rulmentiηa12 = randamentul angrenajului cilindric

Din indrumarul [1], tabelul 1, aleg urmatoarele valori pentru randamenteηTCT= ηr =ηa12 =

Se stie ca , Ne si Mt sunt date initiale de proiect, de unde se obtine

Pe = Se obtine pentru puterea motorului electric:

Turatia necesara motorului electric este data de:, de unde rezulta NM = 2.35x......=

Din [1], Anexa 1, aleg motorul electric tip ......, cu P= ...., N = .....,

4.2. Alegerea numerelor de dinti la angrenajul cilindricConform relatiilor din [1] si [3], pentru raportul de transmitere si distanta dintre axe.

,conform[3]

, conform [1]

Se obtine din sistemul de ecuatii de mai sus, Z1=......, Z2 = ......

4.3. Verificarea alegerii modulului angrenajului cilindricConform indrumarului [1], relatia pentru calcularea sau verificarea modulului rotilor

dintate, este:

unde coeficientii care intervind in aceasta formula ii alegem din indrumarul [1], conform cu cerintele temei de proiectare, astfel:u = Z2/Z1= , raportul de transmitere al angrenajuluiKA= 1, , factorul sarcinii dinamice exterioare dependent de natura masinii motoare si a celei de lucruKV=1,1 , factorul dinamic interiorKα=1 , factor de repartitie frontala a sarcinii

KFβ=1,15 , factor de repartitie longitudinala a sarcinii pentru solicitarea la piciorul dinteluiYF=2,25 , factor de formaYβ=1 , factorul unghiului de inclinareσFlim=360 MPa , efortul unitar limita pentru solicitarea la oboseala la piciorul dintelui, ales pentru material OL 60.4SF=1,5 , factor de siguranta pentru solicitarea la piciorul dinteluiKFN=1 , factorul numarului de cicluri de solicitare pentru solicitarea la piciorul dinteluiYS=1 , factorul concentratorului de eforturiYFX=1 , factor dimensionalψa=0,5 , coeficient de latime ales in functie de duritatea flancurilor si de raportul dintre latimea danturii si distanta dintre axe.Mtpinion = momentul de torsiune la pinion [Nm],

=(.........)/2

Calculam forta din angrenare F cu urmatoarea relatie:

(2*.....)/(..........)=

Se obtinemn=(..................................)/(.........................)=

Deoarece mn calculat este mai mic decat valoarea modulului indicata in tema de proiectare, consideram ca acesta (valoarea din temA) este ales corect.

4.4. Verificarea distantei dintre axele reductorului cilindric

Conform indrumar [1], distanta dintre axe se calculeaza si se verifica cu urmatoarea formula:

unde:ZM=271 , factorul de material calculat in functie de modulele de elasticitate longitudinale ale materialelor rotilor dintate, cu formula

, unde E este exprimat in N/mm2.ZH=1,77 , factorul punctului de rostogolireZε=1 , factorul lungimii de contactσHlim=420 MPa, efortul unitar limita la solicitarea hertziana, dependent de natura materialului pinionului si de tratamentul termic aplicat.SH=1,25 , factorul de siguranta la solicitarea hertzianaKHN=1 , factorul numarului de cicluri de solicitare pentru solicitare hertzianaZR=1 , factorul de rugozitateZw=1 , factorul raportului duritatii flancurilor

KHβ=1,15 , factorul repartitiei longitudinale a sarcinii pentru solicitarea hertziana. Se obtine urmatoarea voloare pentru distanta dintre axe:

aw=

Conform indrumar [1], deoarece distanta minima dintre axe, obtinuta prin calculul anterior, consideram distanta dintre axe data prin tema de proiect ca fiind corecta.

Cap.5. Dimensionarea transmisiei prin curele trapezoidale.Dimensionarea acestei transmisii se va realiza in conformitate cu prevederile din indrumarul [2]. Pentru usurinta calculului si a verificarii acestuia, alegem un mod de lucru tabelar.Nr. Crt

Denumirea parametrului Simbol U.M.

Formula de calcul Rezultat obtinut

1 Puterea nominala la arborele conducator

P [KW] Puterea motorului electric ales P=45KW

2 Regimul de lucru - 12h din 243 Factorul masinii motoare Cm Tab. 2.1 Anexa A2 04 Factorul masinii de lucru Ca Tab. 2.2 Anexa A2 05 Factorul timpului de

lucruCi Tab. 2.3 Anexa A2 0

6 Factorul tipului curelei Ct Tab. 2.4 Anexa A2 17 Coeficient de

suprasarcinaCs Cs=1+(0,075Cm+0,1Ca+0,1Ci)Ct 1

8 Turatia rotii conducatoare

n1 Turatia motorului electric ales 1480ot/min

9 Turatia rotii conduse n2 Turatia arborelui de untrare reductor cilindric n2=Ne*iR

10 Raportul de transmitere prin curele

i i=n1/n2 2,23

11 Tipul curelei Conform nomograma Curea tip D12 Diametrul primitiv al

rotii conducatoareDp1 Anexa 2 298

13 Diametrul primitiv al rotii conduse

Dp2 Dp2=Dp1*i 298*2,23=

14 Diametrul ales al rotii conduse

Dp2 valoare aleasa

15 Diametrul primitiv mediu al rotilor de curea

Dpm Dpm=(Dp1+Dp2)/2

16 Distanta dintre axe preliminara

A[mm] 0,7(Dp1+Dp2)<=A<=2(Dp1+Dp2) val aleasa

17 Unghiul dintre ramurile curelei

γ [rad] γ=2arcsin((Dp2-Dp1)/2A)

18 Unghiul de infasurare pe roata mica

β1[rad] β1=π-γ

19 Unghiul de infasurare pe β2[rad] β2=π+γ

roata mare20 Lungime primitiva a

cureleiLp[mm] Lp=2Acos + β1Dp1+ β2Dp2 Se face o

rotunjire dupa anexa A2, tabel 2.9

21 Distanta dintre axe definitiva

A[mm]A=

22 Viteza periferica a curelei

V[m/s] V=πDp1n1/6*104

23 Coeficientul de lungime CL Anexa A2 tabel 2.924 Coeficientul de

infasurareCβ Anexa A2 tabel 2.10

25 Puterea nominala transmisa de o curea

P0[kw] Anexa A2 tabel 2.11-22

26 Numarul preliminar de curele

Z0 Zo=Cf*PC/CL*Cβ*P0

CL,CF,Cβ alese din tabelul 5 in functie de Lp

27 Numarul final de curele Z Z=Z0/Cz Cz ales din tabel

28 Frecventa indoirii curelelor

f f=103*x*v/Lp unde x=2

<30 Hz

29 Forta periferica transmisa

Fu[N] Fu=102*Pc/v

30 Forta de intindere F0[N] FO=(1,5...2)*Fu

31 Forta de inacarcare pe arbore

Fto[N] Ft0=2F0cos(γ/2)

Cap.6. Dimensionarea arborilor reductorului cilindric

6.1. Dimensionarea arborelui de iesire

Se considera arborele de iesire ca o grinda simplu rezemata, incarcata cu sarcina transversala datorata rotii dintate Z2 si capabila sa transmita momentul de torsiune Mt, conform datelor initiale de proiect.Schema de incarcare.

F= Mi=

V1

T

M

Mt

-

Calcularea reatiunilor din reazeme se face scriind ecuatiile de momente incovoietoare fata de fiecarea reazem in parte.

Se calculeaza lungimea preliminara a arborelui de iesire L.L=B+100 [mm], unde B este latimea rotii dintate, calculata la cap.4.L=Momentul incovoietor se calculeaza cu relatia:

, unde Dwi sunt diametrele de divizare ale rotilor dintate si F este forta normala din angrenaj, calculate in cap.4.Mi=

Reazemul 1: Mi-F*L/2+V3*L=0, de unde rezulta V3=Reazemul 3: -V1*L+Mi+F*L/2=0, de unde rezulta V1=

a) Predimensionarea arboreluiSe face din conditia de rezistenta la solicitarea de torsiune, stiind τa=12daN/mm2 pentru

oteluri carbon solicitate pulsatoriu.

, pentru predimensionare calculam (....)/12=

Deoarece sectiunea arborelui este circulara, modulul de rezistenta polar se calculeaza cu relatia:

Rezulta =

Aleg un diametru de arbore mai mare decat valoarea calculata, preferabil multiplu de 5 sau conform standardelor.d1= [mm]

b)Verificarea diametrului ales al arboreluiVerificarea se face din conditia a 3-a de rezistenta, deoarece arborele se executa din

materiale tenace (otel) iar solicitarea este compusa din torsiune si incovoiere, cu urmatoarea formula.

, unde

, reprezinta efortul unitar normal la solicitarea de incovoiere,

, reprezinta efortul unitar tangential la solicitarea de torsiune,

=

=

Se obtin σ=........ si τ=......... σech=...........<σa=(12...20 daN/mm2)

6.2. Dimensionarea arborelui de intrare reductor

Se procedeaza in mod analog ca la paragraful 6.1, obtinandu-se pentru predimensionare:Mi=V1=V3=

=

Aleg diametrul arborelui de intrare d1=

Pentru verificarea arborelui de intrare reductor se obtin:

, reprezinta efortul unitar normal la solicitarea de incovoiere,

, reprezinta efortul unitar tangential la solicitarea de torsiune,

=

=

Se obtin σ=........ si τ=.........

σech=...........<σa=(12...20 daN/mm2)

Cap. 7. Dimensionarea penelor

Dimensionarea penelor inseamna aflarea lungimii necesare pentru transmiterea momentului de torsiune necesar, deoarece penele fiind organe de masina standardizate conform DIN 6885, sectiunile acestora se aleg in functie de diametrul arborelui pe care sunt montate. Dimensionarea se realizeaza din conditia de rezistenta la presiunea de contact conform [1].

7.1. Dimensionarea penei arborelui de iesire

Diametrul calculat si verificat al arborelui de iesire este d1=......[mm], sectiunea penei paralele corespunzatoare acestui diametru este dat conform Anexa 20 din indrumarul [1]:b x h = ......... si t2=..........

Lungimea de contact a penei este data de:

=............

pa=2daN/mm2, presiunea admisibila la contactul dintre suprafete imobile.F=forta trasmisa in angrenare

Lungimea totala a penei L=lc+b=.........

7.2. Dimensionarea penei arborelui de intrare

Diametrul calculat si verificat al arborelui de iesire este d1=......[mm], sectiunea penei paralele corespunzatoare acestui diametru este dat conform Anexa 20 din indrumarul [1]:b x h = .........

Lungimea de contact a penei este data de:

=............

pa=2daN/mm2, presiunea admisibila la contactul dintre suprafete imobile.F=forta trasmisa in angrenare

Lungimea totala a penei L=lc+b=.........

Cap. 8. Alegerea rulmentilor

Alegerea rulmentilor se face in conformitate cu indrumarul [1] tinand cont ca deoarece rotile dintate sunt cu dantura dreapta nu exista sarcini axiale pe arbori. In acest caz sarcinile de calcul pentru alegerea rulmentilor sunt doar reactiunile din fiecare reazem al arborilor de intrare cat si cel de iesire. In proiect reactiunile s-au notat cu V1 respectiv V3 pentru fiecare arbore.Se va utiliza urmatoarea inegaliate:

, unde Fa=forta axiala din reazem, Fr= forta radiala din reazem

8.1. Alegerea rulmentilor arborelui de iesire

V1=.........<C0=........., rulmentul ales avand codul: 6.....V3=........<C0=........., rulmentul ales avand codul: 6......(diametrul d din anexa de rulmenti sa fie mai mic decat diametrul arborelui rotii dintate - d1)

Pentru simplificarea executiei si a montajului se alege acelasi tip de rulment pentru ambele reazeme ale arborelui de iesire.Aleg rulmentul: (cel mai mare dintre cei doi alesi anterior)

8.2. Alegerea rulmentilor arborelui de intrare

V1=.........<C0=........., rulmentul ales avand codul: 6.....V3=........<C0=........., rulmentul ales avand codul: 6......

Pentru simplificarea executiei si a montajului se alege acelasi tip de rulment pentru ambele reazeme ale arborelui de iesire.Aleg rulmentul: (cel mai mare dintre cei doi alesi anterior)

Cap. 9. Parte desenata

Partea desenata este atasata prezentului proiect in Anexa 1.

Cap. 10. Cuprinspag

Cap. 1. Denumire tema proiect 1

Cap. 11. Bibliografie

[1] M. Musat, G. Stoica - Transmisii mecanice cu reductoare intr-o treapta, UDJ Galati, 2004[2] G. Catrina, s.c., - Indrumar de proiectare pentru transmisii mecanice, Ed. Universitaria Craiova, 2011[3] S. Macuta - Note de curs elemente de inginerie mecanica, UDJ Galati, 2013