UNIVERSITATEA DIN ORADEA
FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALA SI
TEHNOLOGICA
SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE
DISCIPLINA: ORGANE DE MASINI II
PROIECT:
REDUCTOR CILINDRO-MELCAT
INDRUMATOR,
Conf. Dr. Ing. Ec. TARCA IOAN CONSTANTIN
STUDENT,
HALASZ ATTILA
GRUPA: 231
2012-2013
2
CUPRINS
CUPRINS ........................................................................................................................................ 2
TEMA PROIECTULUI .................................................................................................................. 3
I. MEMORIU TEHNIC ........................................................................................................ 5
1.1. DEFINIRE ........................................................................................................................ 5
1.2. TIPURI DE REDUCTOARE ........................................................................................... 7
1.3. VARIANTE CONSTRUCTIVE DE REDUCTOR ....................................................... 13
1.4. CILINDRO-MELCAT ................................................................................................... 13
II. MEMORIU DE CALCUL .............................................................................................. 15
2.1. SCHEMA CINEMATICA A REDUCTORULUI ......................................................... 15
2.2. STABILIREA RAPOARTELOR DE TRANSMITERE ............................................... 15
2.3. CALCULUL TURATIILOR ARBORILOR .................................................................. 16
2.4. CALCULUL PUTERILOR PE ARBORI ...................................................................... 17
2.5. CALCULUL MOMENTELOR DE TORSIUNE PE ARBORI ..................................... 17
2.6. CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC .............................................................. 18
2.6.1. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE ANGRENAJULUI CILINDRIC ........................................................................................................................... 18
2.6.2. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE DIN ANGRENAJULUI CILINDRIC ........................................................................................................................... 23
2.6.3. VERIFICAREA DANTURII ANGRENAJULUI .................................................. 24
2.7. CALCULUL ANGRENAJULUI MELCAT .................................................................. 26
2.8. CALCULUL ARBORILOR ........................................................................................... 33
2.8.1. VERIFICAREA SI DETERMINAREA REACTIUNILOR DIN ARBORILOR... 33
2.9. CALCULUL ASAMBLARII CU PENE ....................................................................... 44
2.10. CALCULUL RANDAMENTULUI REDUCTORULUI SI VERIFICAREA LA INCALZIRE .............................................................................................................................. 45
2.11. ALTE ELEMENTE CONSTRUCTIVE ALE REDUCTORULUI ........................... 46
BIBLIOGRAFIE ........................................................................................................................... 50
3
TEMA PROIECTULUI
Să se proiecteze reductor cilindro-melcat cu următoarele date de proiectare:
- puterea motorului electric PME= 13 kW,
- turaţia motorului electric n ME= 2500 rot/min;
- turatia de iesire niesire=15 rot/min;
- durata totala de functionare DH=10000 h;
-
Proiectul va avea urmatoarele componente:
Parte scrisa:
Memoriu tehnic:
• definirea reductorului(consideratii teoretice)
• descrierea a trei variante constructive de reductor, analiza functionala si
motivarea alegerii variantei pentru proiectare
• norme de tehnica securitatii muncii pentru: montarea reductorului (inclusiv
transportul) in pozitia de functionare
• norme de securitatea muncii privind intretinerea respectiv functionarea
reductorului
Memoriu justificativ de calcul:
• Desenul de execuie a dou organe reprezentative
• Proiectarea angrenajelor de pe treptele 1 si 2
• Calculul de rezistenta al arborilor
• Calculul si alegerea rulmentilor
• Alegerea lubrifiantului si verificarea termica a reductorului
Cuprins
Bibliografie
OPIS
4
Parte desenata:
• Desenul de ansamblu al reductorului
• Desenul de executie pentru arborele de intrare in reductor
• Desenul de executie pentru arborelui de iesire din reductor
5
I. MEMORIU TEHNIC
1.1. DEFINIRE
Reductoarele cu roti dintate sunt mecanisme independente formate din roti dintate
cu angrenare permanenta, montate pe arbori si inchise intr-o carcasa etansa. Ele servesc
la:
• micsorarea turatiei;
• cresterea momentului de torsiune transmis ;
• modificarea sensului de rotatie sau a planului de misacare;
• insumeaza fluxul de putere de la mai multe motoare catre o masina de lucru;
• distribuie fluxul de putere de la un motoare catre mai multe masini de lucru
In cazul reductoarele de turatie, rotile dintate sunt montate fix pe arbori, rotile
angreneaza permanent si realizeaza un raport de transmitere total fix, definit ca raportul
dintre turatia la intrare si turatia la iesirea reductorului, spre deosebire de cutiile de viteze
la care unele roti sunt mobile pe arbori (roti baladoare), angreneaza intermitent si
realizeaza un raport de transmitere total in trepte. Ele se deosebesc si de variatoarele de
turatie cu roti dintate (utilizate mai rar) la care raportul de transmitere total poate fi variat
continuu.
Reductoarele de turatie cu roti dintate se utilizeaza in toate domeniile constructiilor de
masini.
Exista o mare varietate constructiva de reductoare de turatie cu rotile dintate. Ele
se clasifica in functie de urmatoarele criterii:
1. dupa raportul de transmitere:
• reductoare o treapta de reducere a turatiei;
• reductoare 2, sau mai multe trepte de treducere a turatiei.
2. dupa pozitia relativa a arborelui de intrare (motor) si arborele de iesire:
• reductoare coaxiale, la care arborele de intrare este coaxial cu cel de isire;
• reductoare obisnuite (paralele), la care arborele de intrare si de iesire sunt
paralele.
6
3. dupa pozitia arborilor:
• reductoare cu axe orizontale;
• reductoare cu axe verticale;
• reductoare cu axe inclinate.
4. dupa tipul amgrenajelor:
• reductoare cilindrice;
• reductoare conice;
• reductoare hipoide;
• reductoare melcate;
• reductoare combinate (cilindro-conice, cilindro-melcate etc);
• reductoare planetere.
5. dupa pozitia axelor:
• reductoare cu axe fixe;
• reductoare cu axe mobile.
Daca reductorul impreuna cu motorul constituie un singur agregat (motorul este
motat direct la arborele de intrare printr-o flansa) atunci unitatea se numeste
motoreductor.
In multe solutii constructive reductoarele de turatie cu rotile dintate se utilizeaza
in scheme cinematice alaturi de alte tipuri de transmisii: prin curele, prin lanturi, cu
frictiune, cu surub-piulita, variatoare, cutii de viteza etc.
Avantajele utilizarii reductoarelor inschemele cinematice ale masinilor si
mecanismelor sunt:
• raport de transmitere constant;
• asigura o mare gama de puteri instalare;
• gabarit redus;
• randament mare (cu exceptia reductoarelor melcate);
• intretinere simpla si ieftina.
7
Printre dezavantaje se enumera:
• pret de cost ridicat;
• necesitatea unei uzinari si montaj de precizie;
• functionarea lor este insotita se sgomot si vibratii.
Parametrii principali ai unui reductor cu roti dintate sunt:
• puterea;
• raportul de transmitere;
• turatia arborelui de intrare;
• distanta dintre axe.
Datorita multiplelor utilizari in industria constructiilor de masini si aparate,
parametrii reductoarelor de turatie cu rotile dintate sunt standardizate:
• rapoartele de transmitere, STAS 6012-82;
• distanta dintre axe, STAS 6055-82;
• modulii, STAS 822-82;
• parametrii principali ai reductoarelor cilindrice, STAS 6850-77;
• parametrii principali ai reductoarelor melcate, STAS 7026-77.
1.2. TIPURI DE REDUCTOARE
Alegerea ripului de reductor intr-o scheme cinematica se face in functie de:
� raportul de transmitere necesar;
� gabaritul disponibil;
� pozitia relativa a axelor motorului si a organului (masinii) de lucru;
� randamentul global al schemei cinematice.
In functie de aceste cerinte se pot utililiza urmatoarele tipuri de reductoare cu roti
dintate: cilindrice, conice, conico-cilindrice, melcate, cilindro-melcate, planetare.
8
a) Reductoare cu roti dintate cilindrice.
Acestea sunt cele mai utilizate tipuri de reductoare cu roti dintate deoarece:
� se produc intr-o gama larga de puteri: de la puteri instalate foarte mici (de
ordinul Watilor) pana la 100 000kW (900 kW, pentru reductoare cu o teapta).
� rapoarte de transmitere totale, iT max = 200 (iT max = 6,3, pentru reductoare cu o
treapta; iT = 6,3 … 60, pentru reductoare cu 2 treapte, iT = 40 … 200, pentru
reductoare cu 3 treapte;
� viteze periferice, vmax = 200 m/s;
� posibilitatea tipizarii si executiei tipizate sau standardizate.
Se construiesc in variante cu 1, 2 si 3 trepte de reducere, fig. 1.1, avand dantura
dreapta sau inclinata. Notatiile din figura sunt:
� intrarea in reductor, cu litera I;
� iesirea din reductor, cu litera E;
� cifrele 1, 2, 3, 4 … rotile ce compun angrenajele treptelor de reducere.
Din punct de vedere al inclinarii danturii, la alegerea tipului de reductor cu roti
dintate cilindrice se tine seama de urmatoarele recomandari:
� reductoarele cu roti dintate cilindrice drepte, pentru puteri instalate mici si
mijlocii, viteze periferice mici si mijlocii si la rotile baladoare de la cutiile de
viteze;
� reductoarele cu roti dintate cilindrice inclinate, pentru puteri instalate mici si
mijlocii, viteze periferice mari, angrenaje silentioase;
� reductoarele cu roti dintate cilindrice cu dantura in V, pentru puteri instalate
mari viteze periferice mici.
9
Fig. 1. 1. Scheme cinematice pentru reductoarele cu roti dintate cilindrice
b) Reductoare cu roti dintate conice
Aceste reductoare schimba directia miscarii la 900, fiind utilizate atat in varianta
constructiva simpla (un singur angrenaj conic concurent ortogonal) cat si in varianta
combinata (impreuna cu 1 sau 2 angrenaje cilindrice paralele). In privinta utilizarii
acestor tipuri de reductoare se recomanda ca:
� reductoarele conice simple, cu iT max = 6, pentru puteri mici, randamente
ηmax = 0,98;
� reductoarele conico-cilindrice cu 2 trepte (prima treapta avand angrenaj
conic), cu iT = 4 … 40 si randamente ηmax = 0,96;
� reductoarele conico-cilindrice cu 3 trepte (prima treapta cu angrenaj conic
celelalte 2 trepte cu angrenaje cilindrice), cu iT = 20 … 180 si randamente
ηmax = 0,95.
10
Fig. 1.2. Scheme cinematice pentru reductoarele cu roti dintate conice si conico-cilindrice
In privinta utilizarii acestor tipuri de angrenaje mai trebuiesc amintite si domeniile
de viteza recomandate pentru angrenajele conice, functie de tipul danturii:
� pentru danturi conice drepte, vmax = 3 m/s;
� pentru danturi conice inclinate, vmax = 12 m/s;
� pentru danturi conice curbe, vmax = 40 m/s.
Reductoare cu roti dintate cilindrice planetare si diferentiale.
Reductoarele planetare au un singur grad de mobilitate iar reductoarele diferentiale, 2
grade de mobilitate. In fig. 9.51 s-au prezentat 2 tipuri de reductoare planetare, cu
scheme cinematice simbolizate cu P1 (reductor planetar cu o treapta si un rand de sateliti)
si P2 (reductor planetar cu o treapta si 2 randuri de sateliti).
Semnificatiile notatiilor folosite in fig. 1.3 sunt:
� roata centrala, a;
� satelit (sateliti), s, sau s1, s2;
� coroana, b;
� bratul port satelit, H.
11
Fig. 1.3. Scheme cinematice pentru reductoarele planetare (diferentiale)
Principalele avantaje al reductoatelor planetare (diferentiale) fata de celelalte tipuri
de reductoare:
� constructie foarte compacta, greutate de 2…6 ori mai mica (la aceiasi putere
transmisa si acelasi raport de transmitere); aceasta se datoreaza faptului ca
momentul de rasucire se repartizeaza pe 2 sau mai multi sateliti;
� rapoarte de transmitere de 2...3ori mai mare.
Principalele dezavantaje sunt legate pretul de cost mare de fabricare si cerintele de
montaj foarte exigente.
Prin legarea acestora in serie se pot obtine scheme cinematice de tip 2P1, 2P2 etc.
Reductoarele diferentiale sunt utilizate in schemele cinematice ale masinilor sau
aparatelor pentru insumarea sau divizarea puterii.
c) Reductoare melcate
Reductoare melcate cuprind un angrenaj melc-roata melcata care au axele de
rotatie asezate incrucisat in spatiu (unghiul de incrucisare este de 900), normala lor
comuna este distanta dintre axe.
Aceste reductoare sunt angrenaje silentiose datorita alunecarii relative dintre
flancurile dintilor melcului si rotii melcate. Cele mai utilizate sunt reductoarele melcate
cu melc cilindric, fig. 1.4, cele cu melc globoidal fiind mai putin folosite datorita
cerintelor mai severe de executie si montaj.
12
La utilizarea reductoarelor melcate cu melc cilindric se tine seama de urmatoarele
caracteristici ale acestora:
� reductoarele melcate simple cu iT max = 80 (pentru la transmisiile de forta) si
iT max = 1000 (pentru la transmisiile cinematice) si randamente mici; melcul poate
fi pozitionat sus sau jos;
� pentru crestera rapoartului de transmitere, se realizeaza reductoare combicate
compuse dintr-un angrenaj cilindric la intrtare si un angrenaj melcat,
constructie care are fata de reductorul melcat simplu, la acelasi raport de
transmitere total, un randament mai mare;
� la puteri transmise si rapoarte de transmitere mari, datorita frecarilor mari
dintre flancurile dintilor melcului si rotii melcate, se incalzesc puternic si
necesita masuri speciale de racire;
� sunt transmisii cu autofranare (elementul conducator este melcul).
Fig. 1.4. Scheme cinematice pentru reductoarele melcate ci cilindro-melcate
13
1.3. VARIANTE CONSTRUCTIVE DE REDUCTOR
1.4. CILINDRO-MELCAT
� VARIANTA I
Prima varianta prezintat un reductor cu doua trepte de reducere:prima treapta de
reducere fiind cu roti dintate cilindrice, iar a doua treapta cu angrenaj melcat . Tinand
seama de faptul ca ambele trepte sunt introduse in aceeasi carcasa se obtine o constructie
compacta. Corpul si carcasa reductorului sunt obtinute prin turnare. Pentru rezemarea
arborelui de intrare si a arborelui intermediar, in reductor este prevazut un perete de
sprijin . Nivelul uleiulul din carcasa este limitat de melc. Compartimentul angrenajul
cilindric comunica cu cel al angrenajului melcat .Reductorul mai este prevazut capac de
vizitare, aerisitor, inele de ridicare , tija pentru controlul nivelului de ulei, dop de golire
al uleiului.
� VARIANTA II
Varianta II prezinta urmatoarele partlcularitati fata de varianta I: carca sa in care se
monteaza rotile cilindrice este detasabila, arborele de intrare se sprijina pe un rulment
monttat in carcasa detasabila din peretele reductorului; roata cilindrica condusa este mon
tata in consola pe arborele melculul. Constructia carcasei fiind mai comp lexa, ridicand
probleme de prelucrare a alezajelor pentru rulmenti in peretele frontal. Ungerea
angrenajelor si a rulmentilor se face cu uleiul din carcasa reductorului. Carcasa este
detasabila.
� VARIANTA III
Varianta III prezinta un reductor ci1indro-melcat la care constructia carcasei
difera de cele prezentate anterior. Angrenajul cilindric este montat intr-o carcasa
detasabila care se fixeaza de carcasa angrenajului melcat cu ajurorul unor suruburi de
priridere. Carcasa angrenajului mecat este executata din doua bucati cu planul de
separatie in axul rotii melcate. Ungerea angrenajelor si a rulmentilor se realizeaza cu
uleiul din cascasa reductorului.
14
Pentru calcule s-a ales varianta constructiva I(fig. 1.5), deoarece prezinta o
constructie mai simpla si prezinta un cost de productie mai redus.
Fig. 1.5. reductor cilindro-melcat.
15
II. MEMORIU DE CALCUL
2.1. SCHEMA CINEMATICA A REDUCTORULUI
Fig. 2.1. Schema cinematica pentru reductoarele melcate ci cilindro-melcate
2.2. STABILIREA RAPOARTELOR DE TRANSMITERE
� Raportul de transmitere total
iesire
MET n
ni =
66,16615
2500==Ti
Unde: - nME - turatia motorului electric, nME =2500 [rot/min]
-niesire – turatia de iesire, niesire=15 [rot/min]
Se adopta raportul de transmitere total iT=180 [rot/min].
� Raportul de transmitere pe angrenajul cilindric i12
Se alege raportul de transmitere pe angrenajul cilindric i12=4 conform STAS 6012-82.
16
� Raportul de transmitere pe angrenajul melcat i34
1234 ii
ii
curea
T
⋅=
1,39415,1
18034 =
⋅=i
Se alege raportul de transmitere pe angrenajul melcat i34=40 conform STAS
6012-82.
� Raportul de transmitere pe curea icurea
Se alege raportul de transmitere pe curea icurea=1,15.
2.3. CALCULUL TURATIILOR ARBORILOR
� Turatia arborelui de intare n1
curea
ME
i
nn =1
[ ]min/9,217315,1
25001 rotn ==
� Turatia pe arborele intermediar n2
12
12 i
nn =
[ ]min/5,5434
9,21732 rotn ==
� Turatia pe arborele de iesire n3
34
23 i
nn =
[ ]min/58,1340
5,5433 rotn ==
17
2.4. CALCULUL PUTERILOR PE ARBORI
� Puterea pe arborele de intrare P1
rulmentcureaMEI PP ηη ⋅⋅=
[ ]kWPI 2,1299,095,013 =⋅⋅=
Unde: - ηcurea – randamentul curelei, ηcurea =0,95
- ηrulment – randamentul rulmentului, ηrulment =0,99
� Puterea pe arborele intermediar P2
rulmentPP ηη ⋅⋅= 1212
[ ]kWP 7,1199,097,02,122 =⋅⋅=
Unde: - η12 – randamentul angrenajului cilindric, η12 =0,97
� Puterea pe arborele de iesire P3
rulmentPP ηη ⋅⋅= 3433
[ ]kWP 3,999,08,07,113 =⋅⋅=
Unde: - η34 – randamentul angrenajului melcat, η12 =0,8
2.5. CALCULUL MOMENTELOR DE TORSIUNE PE ARBORI
� Momentul pe arborele de intrare M1
1
195501 n
PM t ⋅=
[ ]NmM t 6,462500
2,129550
1=⋅=
18
� Momentul pe arborele intermeiar Mt2
2
295502 n
PM t ⋅=
[ ]NmM t 6,5055,543
7,119550
2=⋅=
� Momentul pe arborele de iesire Mt3
3
395503 n
PM t ⋅=
[ ]NmM t 1,654058,13
3,99550
3=⋅=
2.6. CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC
2.6.1. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE ANGRENAJULUI CILINDRIC
� Alegerea numarului de dinti z1 si z2
z1=19
z2=z1· i12
z2=19·4=76
Se adopta numarul de dinti z1=19 si z2=76.
� Distanta axiala minima amin
( ) ( ) ( )( )3
2
2
212
12min
lim
2
2
1XWVRLN
EH
HP
Ha
HHHVAt
ZZZZZZ
ZZZZ
Si
KKKKMia
⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅
⋅
⋅Ψ⋅⋅
⋅⋅⋅⋅+= βεαβ
σ
( ) ( ) ( )( ) [ ]mma 57,113
1123,111107,1
195,08,1895,2
15,1
90067,042
15,12,1150560014
3
2
22
min =⋅⋅⋅⋅⋅
⋅⋅⋅⋅
⋅⋅⋅
⋅⋅⋅⋅+=
19
Unde: - KA - factorul de utilizare a reductorului KA=1 [5, pag.187]
- KV - factor dinamic KV=1,2 [5, pag.187]
- KHα - factorul repartitiei sarcinii pe latimea danturii KHα=1,5 [5, pag.188]
- KHβ - factorul repartitiei frontale a sarcinii KHβ=1 [5, pag.187]
- ZH factorul zonei de contact ZH=2,5 [5, pag.188]
- ZE factorul de material ZE=189,8 [5, pag.203]
- Zε coeficientul gradului de acoperire Zε=0,95 [5, pag.188]
- Zβ factorul inclinarii dintilor Z=1 [5, pag.188]
- ψa - factorul de latime al dintelui ψ a=0,67 [5, pag.209]
- σHlim rezistenta materialului rotii dintate la presiune de contact
σHlim=900 [N/mm2] [5, pag.204]
- SHP factorul de siguranta minim admisibil pentru rezitenta rotii dintate
SHP=1,15 [5, pag.207]
- ZL - factorul de lubrifiant ZL=1 [5, pag.188]
- ZV - factorul vitezei periferice ZV=1 [5, pag.188]
- ZX - factorul dimensiunii flancului dintilorZx=1 [5, pag.188]
- ZR - factorul de rugozitateZR=1 [5, pag.188]
- ZW - raportul duritatii flancurilor ZW=1 [5, pag.188]
- ZN - factorul de durabilitate al dintilor ZN=1,07 [5, pag.169]
Se adopta distanta axiala a=125mm
� Modulul mx
21
min2
zz
amx +
⋅=
63,27619
1252 =+⋅=xm
Se alege modulul m=2,75 STAS 822-82.
20
� Diametrul mediu d1 si d2
11 zmd ⋅=
[ ]mmd 25,521975,21 =⋅=
22 zmd ⋅=
[ ]mmd 2097675,22 =⋅=
� Deplasarile danturii rotilor dintate x1 si x2
( ) ( )α
αα α
tg
zzinvinvX
⋅+⋅⋅
=∑ 2
430
( ) ( )
36,0202
7619127,021,0 =°⋅
+⋅⋅=∑ tg
X
πααα ⋅⋅=180
tginv
127,0180
2020 =⋅⋅= πα tginv
Unde: α – unghiul profilului de referinta α=20º [3, pag. 41].
� Coeficientul de deplasare a distantei dintre axe y
maasy −=
72,35,2
75,118125 =−=y
Se adopta coeficientul de deplasare a distantei axiale x1=0,16 si x2=0,2 [mm].
� Unghiul de rostogolire αw
⋅⋅= αα cosarccosa
aww
78,2420cos125
57,113arccos =
⋅⋅=wα
Se adopta unghiul de rostogolire αw=25°.
21
� Diametrele cercurilor de baza db1 si db2
db1=d1·cosα°
db1=53·cos20°=50 [mm]
db2=d2·cosα°
db2=209·cos20°=197 [mm]
� Diametrele cercurilor de rostogolire dw1 si dw1
011 cos
cosααddw =
[ ]mmdw 5044,8cos
20cos531 ==
022 cos
cosααddw =
[ ]mmdw 19944,8cos
20cos2092 ==
� Diametrele cercurilor de picior df1 si df2
( )111 2 xhmdd af −−=
( ) [ ]mmd f 4816,0175,22531 =−⋅−=
( )222 2 xhmdd af −−=
( ) [ ]mmd f 2052,0175,222092 =−⋅−=
Unde: - ha – coeficientul inaltimi capului de referinta, ha=1 [3, pag. 41].
� Diametrele cercurilor de cap da1 si da2
( )111 2 xhmdd aa ++=
( ) [ ]mmda 6016,0175,22531 =+⋅+=
( )222 2 xhmdd aa ++=
22
( ) [ ]mmda 2162,0175,222092 =+⋅+=
� Inaltimea dintilor h
211
1fa dd
h+
=
5,52
48631 =−=h
222
2fa dd
h+
=
5,52
2052162 =+=h
� Unghiurile de presiune la capul dintelui αa1 si αa2
⋅⋅= αα cosarccos
1
11
aa d
d
°=
⋅⋅= 3720cos63
53arccos1aα
⋅⋅= αα cosarccos
2
22
aa d
d
2530cos216
209arccos2 =
⋅⋅=aα
� Latimea danturii dintilor b1 si b2
ddd
bdb ψ⋅=⋅= 112
326,0532 =⋅=b
)2...1(12 += bb
34)2...1(322 =+=b
Unde: - ψd – coeficientul de latime al dintelui, ψd =0,6 [6, pag. 209, tabA14].
23
� Gradul de acoperire εa
0222122121 αααε πππα tgtgtg zz
az
az ⋅−⋅+⋅= ⋅
+⋅⋅
312,144,86,2512,332
7619276
219 =⋅−⋅+⋅= ⋅
+⋅⋅ tgtgtg πππαε
2.6.2. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE DIN ANGRENAJULUI
CILINDRIC
� Fortele tangentiale Ft1 si Ft2
1
11
2
d
MF t
t
⋅=
[ ]NFt 5,175853
4660021 =⋅=
2
12
2
d
MF t
t
⋅=
[ ]NFt 446209
4660022 =⋅=
� Fortele radiale Fr1 si Fr2
αtgFF tr ⋅= 11
[ ]NtgFr 640205,17581 =⋅=
αtgFF tr ⋅= 22
[ ]NtgFr 162204462 =⋅=
� Forta normala pe flancul dintilor Fn
αcos
11 ⋅= tn FF
[ ]NFn 187120cos
15,1758 =⋅=
24
2.6.3. VERIFICAREA DANTURII ANGRENAJULUI
� Verificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui σF1 si σF2
εσ YYFmb
F
FFt ⋅⋅= ⋅1
11
457,013,275,232
18471 =⋅⋅⋅=Fσ
εσ YYFmb
F
FFt ⋅⋅= ⋅2
22
3,77,013,275,234
4582 =⋅⋅
⋅=Fσ
βα FFvAttF FKKKFF ⋅⋅⋅⋅= 11
[ ]NFtF 18477,0125,12,15,17581 =⋅⋅⋅⋅=
βα FFvAttF FKKKFF ⋅⋅⋅⋅= 22
[ ]NFtF 4587,0125,12,14462 =⋅⋅⋅⋅=
XSNSFFP YYYp
F ⋅⋅⋅= limσσ
6,78211115,1900 =⋅⋅⋅=FPσ
Unde: - KA – factorul de utilizare
- KV – factorul de dinamic
- KFα – factorul repartitiei frontale a sarcinii
- KFβ – factorul repartitiei sarcinii pe latimea danturii
- YF – factorul de forma a dintelui
- YN – factorul numarului ciclului de functionare
- YS – factorul gradului de acoperire
- YX - factorul dimensional
� Verificarea la presiune hertziana σH1 si σH2
12
12
1
1 11 i
i
db
KKKKF
EHHhhVAtZZZ +
⋅
⋅⋅⋅⋅ ⋅⋅⋅⋅= βαεσ
182295,09,1895,24
145332
15,12,115,17581 =⋅⋅⋅⋅= +
⋅⋅⋅⋅⋅
Hσ
25
12
12
2
2 12 i
i
db
KKKKF
EHHhhVAtZZZ +
⋅
⋅⋅⋅⋅ ⋅⋅⋅⋅= βαεσ
21495,09,1895,24
1420934
15,12,114461 =⋅⋅⋅⋅= +
⋅⋅⋅⋅⋅
Hσ
NWLWRSHFP YYYYYp
H ⋅⋅⋅⋅⋅= lim1
σσ
3,1367111123,1115,11400
1 =⋅⋅⋅⋅⋅=FPσ
NWLWRSHFP YYYYYp
H ⋅⋅⋅⋅⋅= lim
2σσ
86,878111123,1115,1900
2 =⋅⋅⋅⋅⋅=FPσ
Unde: - σHP efortul unitar admisibil la presiunea de contact
- ZH factorul zonei de contact ZH=2,5
- ZE factorul de material ZE=189,9
- Z coeficientul gradului de acoperire Z=0,95
- Z factorul inclinarii dintilor Z=1
- σHlim1 rezistenta materialului pinionului la presiune de contact
σHlim=1400
- σHlim1 rezistenta materialului rotii dintate la presiune de contact
σHlim=900
- σSHP factorul de siguranta minim admisibil pentru rezitenta rotii dintate
σSHP=1,15
- ZL factorul de lubrifiantZL=1
- ZV factorul vitezei perifericeZV=1
- ZX factorul dimensiunii flancului dintilorZx=1
- ZR factorul de rugozitateZR=1
- ZW raportul duritatii flancurilor ZW=1
- ZN factorul de durabilitate al dintilor ZN=1,07
26
� Verificarea la solicitarea statica de contact σHst
A
MAXA
K
K
HHst σσ =
22002200 11 =⋅=Hstσ
HRCDFH ⋅= 40σ
22005540 =⋅=Hσ
Unde: - KAmax – factorul de soc maxim [3, pag.53]
2.7. CALCULUL ANGRENAJULUI MELCAT
2.7.1. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE
ANGRENAJULUI MELCAT
� Numarul de inceputuri al melcului z1
Se alege din STAS z3=1.
� Numarul de dinti ai rotii melcate z2
z2=z1· i34
z2=1·40=40
� Distant axiala minima aHmin
2
2234
234
2lim
2
2
3min
⋅
⋅
⋅
⋅⋅≥
q
zi
i
q
z
MKKa
H
tAHH
σ
[ ]mmaH 48,114
9
4040
40
75,3189
40
65401001800002
2
2
22min =
⋅⋅
⋅
⋅⋅=
Unde: - q – coeficientul diametral, q=9 [3, pag.89]
- KH – factorul global al presiunii hertziene de contact, KH =80000 [3, pag.89]
27
� Distant axiala minima din considerent termic aTmin
8,1
1
55,1
2
1min
10001
1
353,0100
⋅+⋅
⋅⋅≥
m
pfT
nc
c
Pa
[ ]mmaT 4,112
1000
58,1316,01
1
1353,0
907,2100
8,1
1
55,1min =
⋅+
⋅⋅
⋅=
Unde: - Ppf – putere pierduta prin frecare, Ppf= P1-P3=1,907 [3, pag.89]
- c1 – factorul care ia in cosideratie pozitia melcului fata de roata, c1 =0,353 [3,
pag.89]
- c2 - factorul ca exprima influenta ventilatorului, c2 =0,16 [3, pag.89]
� Modulul axial m
2
min2
zq
am
H
x +⋅=
67,4409
48,1142 =+
⋅=xm
Se alege din STAS m=5.
� Distant de referinta a
( )2
2zqmaw
+⋅=
( ) [ ]mmaw 5,1222
4095 =+⋅=
Se alege din STAS a=125 [mm].
28
� Abaterea raportuluil de transmitere Ai
%10034
3434 ⋅−
=STAS
STAS
i
iiAi
%5,2%10040
3940 =⋅−=iA
Se admite abatere raportului de transmitere Ai=1,8% ≤ 3% [mm].
� Unghiul de panta al elicei melcului γ01
=
q
zarctg 3
01γ
°=
= 34,69
101 arctgγ
� Coeficientul deplasarii de profil a danturii rotii melcate x1
m
aax w −
=1
5,05
5,1221251 =−=x
� Unghiul de presiune de referinta αn
Se alege unghiul de presiune de referinta αn=20º.
� Diametrele de referinta d03 si d03
qmd ⋅=01
[ ]mmd 459501 =⋅=
402 zmd ⋅=
[ ]mmd 20040502 =⋅=
29
� Diametrele de rostogolire da3 si da4
1033 2 xmdd ⋅+=
[ ]mmd 505,052453 =⋅⋅+=
044 dd =
[ ]mmd 2004 =
� Diametrele de picior da3 si da4
( ) mchdd aat ⋅+⋅−= 2033
( ) [ ]mmda 5,32525,012453 =⋅+⋅−=
( ) mxchdd aaa ⋅−+⋅−= 1044 2
( ) [ ]mmda 185525,025,122004 =⋅+⋅−=
Unde: - ha – coeficientul inaltimii piciorului de referinta, ha= 1,25 [3, pag.95]
- ca–coeficientul jocului de referinta radial, c1 =0,25 [3, pag.95]
� Diametrele de cap da3 si da4
mhdd aa ⋅⋅+= 2033
[ ]mmda 5,57525,12453 =⋅⋅+=
mxhdd aa ⋅+⋅+= 1044 2
[ ]mmda 5,212525,122004 =⋅⋅+=
� Inaltimea de referinta a capului melcului ha3
ha3=ha·m
ha3=1,25·5=6,5 mm
Se adopta inaltimea de referinta a capului melcului ha3=7 [mm].
� Inaltimea dintelui(melc si roata) h
h=(2·ha+c)·m
h=(2·1,25+0,25)·5=4 mm
30
� Pasul axial al melcului Px
Px=π·m
Px=π·5=16 mm.
� Pasul elicei melcului Pz
Pz=z3·Px
Pz=1·16=16 mm.
Se adopta pasul elicei melcului Pz=43,98 [mm].
� Diametrul exterior al rotii melcate de4
2
6
344 +
⋅+=z
mdd ae
[ ]mmde 21021
562004 =
+⋅+=
� Latimea rotii melcate b4
b4=0,75·da3
b4=0,75·32,5=25 mm.
� Lungimea melcului L3
L4=(12,5+0,1·z2)·m
L4=(10+0,1·40)5=82,5
Se adopta lungimea melcului L4=100 [mm].
� Raza de curbura a rotii melcate Re
−⋅= ae hq
mR2
[ ]mmRe 25,1625,12
95 =
−⋅=
31
� Unghiul coroanei rotii melcate 2θ2
⋅−⋅=
md
b
a 5,0arcsin22
3
22θ
°=
⋅−⋅= 75
55,05,43
25arcsin22 2θ
� Gradul de acoperire εa
( )
x
x
axaxoa
a m
xhmddd
απα
ααε
cos2
sin
2sincos 12
422
424
⋅⋅⋅
−⋅+⋅−⋅−
=
( )75,1
20cos5220sin
5,025,15220sin5,21220cos1855,212 2222
=⋅⋅⋅
−⋅+⋅−⋅−=
πε a
03cosγαα n
x
tgtg =
366,034,6cos
20 =°
°= tgtg xα ⇒ α =20º
Se adopta gradul de acoperire εa=1,35 ≥1,3.
2.7.2. CALCULUL FORTELOR DIN ANGRENAJULUI MELCAT
� Fortele tangentiale Ft1 si Ft2
04
33
2
d
MF t
t
⋅=
[ ]NFt 70703185
654010023 =⋅=
( )1134 ϕγ +⋅⋅= tgFF tt
( ) [ ]NtgFt 1782507,608,8707034 =+⋅⋅=
Unde: - 1ϕ - coeficientul de frecare, 07,61 =ϕ [3, pag.102]
32
� Fortele radiale Fr1 si Fr2
xtrr tgFFF α⋅== 243
[ ]NtgFr 641205,17584,3 =⋅=
� Fortele axiale Fa3 si Fa4
Fa3= Ft4
Fa3= 641 N
Fa4= Ft4
Fa4= 641 N.
� Forta normala pe flancul dintilor Fn
33443 sincoscos
1
γµγα ⋅−⋅⋅==
ntnn FFF
[ ]NFF nn 59308,8sin1,008,8cos20cos
164143 =
⋅−⋅⋅==
2.7.3. VERIFICAREA DANTURII ANGRENAJULUI
� Verificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui σF3
βγαβσ YYY EFmb
KKKKFF
FFVAt ⋅⋅⋅= ⋅⋅⋅⋅⋅⋅
12
4
cos3
77,38,07,013,208,8cos525
15,12,116413 =⋅⋅⋅⋅⋅
⋅⋅⋅⋅=Fσ
XSNFP YYYSHp
H ⋅⋅⋅= limσσ
17611125,1
200 =⋅⋅⋅=FPσ
33
� Verificarea la presiune hertziana σH1 si σH2
12
2360 cosZ
221
4 γσ θπβεβα
⋅⋅⋅
⋅⋅⋅⋅ ⋅⋅⋅⋅=dd
KKKKFEHH
hhVAtZZZ
5,11208,8cos99,095,09,1895,2 270
36020045
15,12,11641 =⋅⋅⋅⋅= ⋅⋅⋅⋅⋅⋅
πσ H
NWLWRSHHP YYYYYp
H ⋅⋅⋅⋅⋅= limσσ
83,214111123,1115,1
220 =⋅⋅⋅⋅⋅=HPσ
� Verificarea la solicitarea statica de contact σHst
A
MAXA
K
K
HHst σσ =
87,12687,126 11 =⋅=Hstσ
HRCDFH ⋅= 40σ
20005040 =⋅=Hσ
2.8. CALCULUL ARBORILOR
Pentru constructia arborilor reductorului se va folosi un otel aliat
41 MoCr 11 STAS 791-80.
2.8.1. VERIFICAREA SI DETERMINAREA REACTIUNILOR DIN ARBORILOR
• Arborele de intrare
� Distantele dintre reazame l1 si l2
221
1
Blf
al l +++=
582
141015
2
521 =+++=l
34
22
21
52
bal
Bl u +⋅++=
512
307215
2
142 =+⋅++=l
Se adopta distantele dintre reazeme l1=58 si l2=51 [mm].
� Determinarea reactiunilor in cele doua plane
(V) 2
131
rVV
FRR ==
[ ]NRR VV 3202
64031 ===
(H) (ΣM)3=0 02
2 112121 =−⋅+⋅⋅ w
arH
dFlFlR
2
211
1
1 22
l
lFd
FR
rw
a
H ⋅
⋅−⋅=
[ ]NRH 320512
516402
530
1 −=⋅
⋅−⋅=
(ΣM)1=0 02
2 112124 =+⋅+⋅⋅ w
arH
dFlFlR
2
211
1
1 22
l
lFd
FR
rw
a
H ⋅
⋅−−=
[ ]NRH 320512
516402
530
1 =⋅
⋅−−=
2
1121
3 22
l
dFlF
R
war
H ⋅
+⋅−=
[ ]NRH 320512
2
53051640
3 −=⋅
+⋅−=
35
� Calculul momentului incovoietor
(V) M iV1= MiV3=0 MiV2=RV1· l2
M iV2=320·51=16320 N
(H) MiH1= MiH3=0 MiH2=RH1· l2
M iH2=-320·51=-16320 N
2
2121
''2
waHiH
dFlRM ⋅−⋅=
163202
53051320''
2 −=⋅−⋅−=iHM
� Calculul momentului incovoietor rezultant
22
22 iHiVij MMM +=
[ ]NmM ij 230801632016320 22 =+=
� Calculul momentului incovoietor echivalent
221
2 )( tije MMM ⋅+= α
[ ]NmM e 37838)4660056,0(23080 22 =⋅+=
( )
( )0
1
ai
ai
σσ
α −=
56,0130
75=α
Unde: - α - coeficient ce ţine seama de faptul că solicitarea de încovoiere se desfăşoară
după un ciclu alternant simetric (R = -1), iar cea de torsiune după un ciclu
pulsator (R=0).
[4, pag.27]
- σai(−1) şi σai(0) - caracteristice materialului arborelui [4, pag.21, tab.4.2 ]
36
Fig. 8. 1. Diagrama de forte si momente pentru arborele de intrare
• Arborele intermediar
� Distantele dintre reazame l1 si l2
2
2
22
1
Bbl +=
25,342
202
2
5,281 =⋅+=l
2
2
222
2
2 5432
Baaa
Bl
⋅++⋅+⋅+⋅=
352202
1401502102202 =++⋅+⋅+=l
� Determinarea reactiunilor in cele doua plane
(V) 2
264
tVV
FRR ==
[ ]NRR VV 2232
44664 ===
(H) (ΣM)4=0 02
2 222126 =−⋅+⋅⋅ w
arH
dFlFlR
2
2222
6 22
l
dFlF
R
war
H ⋅
⋅−⋅=
37
[ ]NRH 2233522
2
2090352446
6 =⋅
⋅−⋅=
(ΣM)6=0 02
2 222224 =+⋅+⋅⋅ w
arH
dFlFlR
2
2222
4 22
l
dFlF
R
war
H ⋅
⋅+⋅=
[ ]NRH 813522
2
2090352162
4 =⋅
⋅+⋅=
� Calculul momentului incovoietor
(V) M iV4= MiV6=0 MiV5=RV6· l2
M iV5=223·352=78496 Nm
(H) MiH4= MiH6=0 MiH5=RH6· l2
M iH5=223·352=78496 Nm
2
2224
''5
waHiH
dFlRM ⋅−⋅=
[ ]NmM iH 285122
209035281''
5 =⋅−⋅=
� Calculul momentului incovoietor rezultant
25
25 iHiVij MMM +=
[ ]NmM ij 835137849628512 22 =+=
� Calculul momentului incovoietor echivalent
222
2 )( tije MMM ⋅+= α
[ ]NmM e 215195)50560056,0(83513 22 =⋅+=
( )
( )0
1
ai
ai
σσ
α −=
56,0130
75=α
38
Fig. 8. 2. Diagrama de forte si momente pentru arborele intermediar
• Arborele de iesire
� Distantele dintre reazame l3 si l4
++++= 5,2422
31
Blf
bl l
5,1475,242
5,631015
2
301 =
++++=l
225,24
25,24
24
52b
alBB
l u ++⋅
++
−=
5,1662
32101525,24
2
5,655,24
2
5,652 =++⋅
++
−=l
� Determinarea reactiunilor in cele doua plane
(V) 2
397
tVV
FRR ==
[ ]NRR VV 353522
7070377 ===
(H) (ΣM)7=0 02
2 444347 =−⋅+⋅⋅ w
arHd
FlFlR
3
4333
9 22
l
dFlF
R
war
H ⋅
⋅−⋅=
39
[ ]NRH 3515,1662
2
2006415,166641
9 =⋅
⋅−⋅=
(ΣM)9=0 02
2 444447 =+⋅+⋅⋅ w
arHd
FlFlR
4
4444
7 22
l
dFlF
R
war
H ⋅
⋅+⋅=
[ ]NRH 8705,1662
2
200641352641
7 =⋅
⋅+⋅=
� Calculul momentului incovoietor
(V) M iV7= MiV9=0 MiV8=RV7· l2
M iV8=870·166,5=144866 Nm.
(H) MiH7= MiH9=0 MiH8=RH7· l2
M iH8=870·166,5=144866 Nm.
2
4327
''8
waHiH
dFlRM −⋅=
[ ]NmM iH 2405612
2006415,166144866''
8 =−⋅=
� Calculul momentului incovoietor rezultant
28
28 iHiVij MMM +=
[ ]NmM ij 340204240561240561 22 =+=
� Calculul momentului incovoietor echivalent
223
2 )( tije MMM ⋅+= α
[ ]NmM e 498273)654010056,0(340204 22 =⋅+=
( )
( )0
1
ai
ai
σσ
α −=
56,0130
75=α
40
Fig. 8. 3. Diagrama de forte si momente pentru arborele de iesire
2.8.2. VERIFICAREA LA OBOSEALA A ARBORILOR
• Arborele de intrare
� Solicitarea de incovoiere
311 32
max dM
WM i
nec
i
⋅⋅== πσ
43,12304660032
3max =⋅⋅= πσ
� Solicitarea de torsiune
311 16
max dM
WM t
p
t
⋅⋅== πτ
12,9304660016
3max =⋅⋅= πτ
� Coeficientul de siguranta
c
mv
c
σσ
σσ
γεβσ
σσ
+⋅⋅
=
−1
1
8,23
800
54,6
350
54,6
9,072,0
2,21 =
+⋅⋅
=σc
Unde: - βσ - coeficient efectiv de concentrare a tensiunilor, βσ=2,2 [4, pag. 30, fig.4.7]
41
- γ - coeficient de calitate al suprafeţei, γ=0,9 [4, pag. 30, fig.4.8]
- εσ - factor dimensional, εσ=0,72 [4, pag. 30, fig.4.9]
- σv - amplitudinea ciclului de solicitare la încovoiere în secţiunea respectivă,
σv=6,54
- σ −1 - rezistenţa la oboseală a materialului arborelui, σ −1=350 [4, pag. 30,
fig.4.10]
- σm - tensiunea medie la solicitarea de încovoiere a secţiunii respective
c
mv
c
ττ
ττ
γεβτ
ττ
+⋅⋅
=
−1
1
36,32
450
045,3
350
045,3
9,072,0
8,11 =
+⋅⋅
=τc
Unde: - βτ - coeficient efectiv de concentrare a tensiunilor, βτ=1,8 [4, pag. 30, fig.4.7]
- γ - coeficient de calitate al suprafeţei, γ=0,9 [4, pag. 30, fig.4.8]
- ετ - factor dimensional, ετ=0,72 [4, pag. 30, fig.4.9]
- τv - amplitudinea ciclului de solicitare la încovoiere în secţiunea respectivă,
τv=3,045
- τ −1 - rezistenţa la oboseală a materialului arborelui, τ −1=350 [4, pag. 30,
fig.4.10]
- τm - tensiunea medie la solicitarea de încovoiere a secţiunii respective, τm=450
[4, pag. 30, fig.4.10]
22 τσ
τσ
ccccc+⋅=
7,19236,3228,23
36,328,23 =+⋅=c > ca=1,5…1,8
42
• Arborele intermediar
� Solicitarea de incovoiere
322 32
max dM
WM i
nec
i
⋅⋅== πσ
51,564250560032
3max =⋅⋅= πσ
� Solicitarea de torsiune
322
max
16dM
WM t
p
t
⋅⋅== πτ
53,84212418016
3max =⋅⋅= πτ
� Coeficientul de siguranta
c
mv
c
σσ
σσ
γεβσ
σσ
+⋅⋅
=
−1
1
5,12
800
35,7
350
35,7
9,072,0
2,21 =
+⋅⋅
=σc
c
mv
c
ττ
ττ
γεβτ
ττ
+⋅⋅
=
−1
1
73,21
800
26,4
350
26,4
9,072,0
8,11 =
+⋅⋅
=τc
22 τσ
τσ
ccccc+⋅=
83,10273,2125,12
73,215,12 =+⋅=c > ca=1,5…1,8
43
• Arborele de iesire
� Solicitarea de incovoiere
333 32
max dM
WM i
nec
i
⋅⋅== πσ
22,91100654010032
3max =⋅⋅= πσ
� Solicitarea de torsiune
333
max
16dM
WM t
p
t
⋅⋅== πτ
55,79100654010016
3max =⋅⋅= πτ
� Coeficientul de siguranta
c
mv
c
σσ
σσ
γεβσ
σσ
+⋅⋅
=
−1
1
25,6
800
4,11
350
4,11
9,072,0
2,21 =
+⋅⋅
=σc
c
mv
c
ττ
ττ
γεβτ
ττ
+⋅⋅
=
−1
1
33,8
800
43,15
350
43,15
9,072,0
8,11 =
+⋅⋅
=τc
22 τσ
τσ
ccccc+⋅=
83,10273,2125,12
73,215,12 =+⋅=c > ca=1,5…1,8
44
2.9. CALCULUL ASAMBLARII CU PENE
2.9.1. ALEGEREA PENELOR
� Arborele de intrare
s
tc
c
ts dh
Ml
dlh
M
σσ
⋅⋅⋅
=⇒⋅⋅
⋅= 11 44
[ ]mmlc 09,1170308
466004 =⋅⋅
⋅=
Unde: - h – inaltimea penei
- b – latimea penei
- σs – solicitarea de stivire σs=70 [N/mm2] [7, pag. 53]
Se alege din STAS Pana paralela de tip C din OLC 45 10x8x22.
dlb
M tf ⋅⋅
⋅= 12τ
12,14302210
466002 =⋅⋅
⋅=fτ ≤ τaf=32
� Arborele intermediar
s
tc
c
ts dh
Ml
dlh
M
σσ
⋅⋅⋅
=⇒⋅⋅
⋅= 22 44
[ ]mmlc 30,6870479
5056004 =⋅⋅
⋅=
Se alege din STAS Pana paralela de tip C din OLC 70 70x18x24.
dlb
M tf ⋅⋅
⋅= 22τ
33,31702418
5056002 =⋅⋅
⋅=fτ ≤ τaf=32
45
� Arborele de iesire
s
tc
c
ts dh
Ml
dlh
M
σσ
⋅⋅⋅
=⇒⋅⋅
⋅= 33 44
[ ]mmlc 79,748012018
65401002 =⋅⋅
⋅=
Se alege din STAS Pana paralela de tip C din OLC 45 85x18x80.
dlb
M tf ⋅⋅
⋅= 32τ
67,31808518
65401002 =⋅⋅
⋅=fτ ≤ τaf=32
2.10. CALCULUL RANDAMENTULUI REDUCTORULUI SI
VERIFICAREA LA INCALZIRE
2.10.1. RANDAMENTUL REDUCTORULUI
Datorită frecărilor din angrenare, a frecărilor din rulmenţi şi a celor care apar la
antrenarea uleiului din baie, puterea la ieşirea din reductor, P3 , este mai mică decât cea
de la intrare, P1 , diferenţa reprezentând-o puterea pierdută Pp :
Pp =P1 –P3
Pp=12,2-9,3=2,9 kW
ungererulmentreductor ηηηηη ⋅⋅⋅= 23412
752,099,099,08,097,0 2 =⋅⋅⋅=reductorη
46
2.10.2. VERIFICAREA LA INCALZIRE A REDUCTORULUI
� Suprafata reductorului
S=2L·l+2L·h+2l·h
S=2·800·500+2·800·800+2·500·800=2880000 =2,88 [m2]
Sc=1,2·S
Sc=1,2·2,88=3,45 [m2]
� Temperature uleiului din baie
( )reductorc
reductor
S
Ptt
ηλη⋅⋅
−⋅=
130
( )16,18
752,045,310
752,012,918 =
⋅⋅−⋅+=t ≤ ta=60…70 [º Celsius]
Se va utiliza un Ulei TIN 125 EP STAS 562-80.
2.11. ALTE ELEMENTE CONSTRUCTIVE ALE REDUCTORULUI
2.11.1. Flanse pentru fixare
Asamblarea celor doua carcase , superioara si inferioara, se realizeaza prin
intermediul flanselor si suruburilor. Latimea flansei k, se determina in asa f fel incat
piulita de strangere sa poata fi rotita cu cheia fixa, cu un unghi mai mare de 60°.
k=2,7·d [1, pag121]
k=2,7·16=43,2
Se va utiliza flanse cu latimea de 43,2 mm si cu grosimea de 13 mm (pentru
capacul superior), respectiv 16 mm (pentru capacul inferior).
47
2.11.2. Suruburi cu cap hexagonal
Asamblarea celor doua carcase , superioara si inferioara, se realizeaza prin
intermediul flanselor si suruburilor.
Se va utiliza Surub cu cap hexagonal M16x45 STAS 920-69.
2.11.3. Stifturi
Pozitia carcsei superioare trebuie sa fie fixata in raport cu carcasa inferioara prin
intermediul a doua stifturi cilindrice , care se aseaza la distanta mare intre ele (pe
diagonala suprafetei de contact ).
Diametrul stifturilor se alege dupa formula:
ds=0,8·d
ds=0,75·16=12
Se va utiliza Stift 12x30 1599-80/OLC 45 imbunatatit.
2.11.4. Piulite
Pentru a se realiza asamblarea filetata se vor utilize piulite hexagonale.
Se va utiliza Piuliţă B-M16 STAS 922-75 grupa 5.
2.11.5. Saibe
Pentru asigurarea asamblarilor filetate se vor utiliza saibe Grower.
Se va utiliza Saiba Grower N18 STAS 7666/2-80.
2.11.6. Capace pentru rulmenti
Pentru fixarea rulmentilor in carcasa reductorulul se utilizeaza capace de diverse
forme constructive.
48
• Pentru rulmentul de pe arborele de intrare, dimensiunile capacului vor fi:
D=62 mm, D1=82 mm, D2=106 mm, D3=56 mm, e=8 mm.
• Pentru rulmentul de pe arborele de iesire, dimensiunile capacului vor fi:
D=180 mm, D1=210 mm, D2=246 mm, D3=162 mm, e=10 mm.
2.11.7. Capac de vizitare
Capacele de vizitare au rolul de a permite supravegherea periodica a starii de
uzura a dintilor rotilor din reductor. Forma acestor capace poate fi circulara sau
dreptunghiulara executate din otel , fonta, aluminiu sau din material plastic.
Se va utiliza un capac capac cu urmatoarele dimensiuni: a=100 mm, b=150 mm,
c=160 mm, e=210 mm, l1=80 mm, l3=180 mm, l4=130 mm, h=3 mm, R=15mm. Pentru
fixare se foloseste Surub M10x20 STAS 920-69.
2.11.8. Dop de golire
Uleiul din carcasa reductorului, utilizat pentru ungere, este necesar sa fie schimbat
dupa un anumit timp de functionare (dupa rodaj, dupa un anumit timp de exploatare
prevazut etc.) in care scop reductorul este prevazut in partea inferioara cu un dop de
golire a uleiului.
Se va utiliza un Dop de golire filetat 14 x 1,5 STAS 5304 – 80 grupa 4,8.
2.11.9. Dop de aerisire
Pentru a se evita aparitia unor suprapresiuni in carcasa reductorulul, in partea de
sus a carcasei se monteaza un aerisitor, avand rolul de egalizare a presiunii din reductor
cu presiunea atmosferica.
Se va utiliza un Dop de aerisire M30x 1,5.
49
2.11.10. Indicator de nivel al uleiului
Nivelulul uleiului din reductor trebuie sa se afle intre doua limite, maxima si
minima, stabilite de proiectant si marcat pe un indicator fixat in reductor.
Se va utiliza un Vizor de nivel de ulei de tip A STAS 7639-80.
2.11.11. Inele de ridicare
Pentru o manipulare usoara (mecanizat) a reductoarelor se introduc in carcasa
inele de ridicare sau se prevad umeri , cu ajutorul carora reductorul poate fi ridicat si
transportat.
Se va utiliza un Inel şurub M56 STAS 3186-77.
2.11.12. Etansari
Pentru a se realiza etansarea contactului dintre pisele fixe, aflate in miscare
relativa sau in miscare de rotatie, se uilizeaza diferite tipuri de etansari.
Se va utiliza Inel elastic de tip O STAS 7320/2 -80.
Se va utiliza Manseta 355071-1 P STAS 7950/2-87.
50
BIBLIOGRAFIE
1. Antal, A. & colectiv "Reductoare", Institutul politehnic Cluj-Napoca, 1994.
2. Crudu, I. "Atlas de reductoare cu roţi dinţate. " Bucureşti, Editura Didactică şi
Pedagogică, 1981
3. Filipoiu, I. "Proiectarea transmiciilor mecanice", Editura BREN Bucuresti, 2006.
4. Palade, V. "Indrumar de proiectare- Reductor de turatie intr-o treapta", Editura
ALMA Galati, 2008
5. Radulescu, Gh. " Îndrumator de proiectare în construcţia de maşini " vol.3,
Bucuresti, Editura Tehnică, 1986.
6. Stanciu, S. "Organe de masini- Transmisii mecanice", Editura Politehnica
Bucuresti, 2006
7. Stoica, G. "Indrumar de proiectare- Transmisii mecanice cu reductoare într-o
treaptă", Editura Politehnica Bucuresti, 2005
Top Related