QReferate - referate pentru educatia ta.
Referatele noastre - sursa ta de inspiratie! Referate oferite gratuit, lucrari si proiecte cu imagini si grafice. Fiecare referat, proiect sau comentariu il poti downloada rapid si il poti folosi pentru temele tale de acasa.



AdministratieAlimentatieArta culturaAsistenta socialaAstronomie
BiologieChimieComunicareConstructiiCosmetica
DesenDiverseDreptEconomieEngleza
FilozofieFizicaFrancezaGeografieGermana
InformaticaIstorieLatinaManagementMarketing
MatematicaMecanicaMedicinaPedagogiePsihologie
RomanaStiinte politiceTransporturiTurism
Esti aici: Qreferat » Referate mecanica

LUCRARE DE PRACTICA INGINERIE DE PETROL SI GAZE - Constructia si functionarea sistemelor de transmisii mecanice








UNIVERSITATEA PETROL­–GAZE

PLOIESTI

FACULTATEA: INGINERIE DE PETROL

SI GAZE











LUCRARE DE PRACTICA





Fisa de elaborare a proiectului:



Etapa

data

Fazele elaborarii proiectului

Obs.

Lucrari planificate

Lucrari realizate

Calcule

Desene

Calcule

Desene

I.

Primirea temei


Primirea temei



II.

1. Introducere

2. Constructia si fun- ctionarea sistemului

3. Calculul cinematic si dinamic

4. Calculul transmisiei prin curele





III.

5.Calculul angrenaje- lor

Calculul carcasei

Calculul arborelui I

Desen de ansamblu




IV.

Calculul arborelui II

6. Cuplajele

7. Instructiuni tehnice si N.T.S

8. Concluzii

Desen de ansamblu




V.

Predarea si sustinerea proiectului








Proiectarea organelor de masini componente ale unui sistem de transmisii mecanice cu un reductor de turatie intr-o treapta.


Se dau urmatoarele date:

Puterea la motorul de actionare:

Pm = 45 kW

Turatia axului motorului de actionare:

hm = 1475rot / min

Raportul de transmitere la transmisia prin curele:

ic = 1,35

Raportul de transmitere la reductorul de turatie:

iR = 2.5











Cap.I Introducere


Organele de masini este o disciplina tehnica fiind una din ramurile de baza ale constructiei de masini, facand parte din grupa disciplinelor mecanice generale, stand la baza pregatirii ingineresti de profil mecanic.

Organele de masini furnizeaza cunostinte de baza in domeniul proiectarii si exploatarii utilajului si echipamentelor utilizate in foraj – extractie.

Organele de masini sunt piese mecanice sau ansambluri de piese, care intra in componenta mecanismelor, dispozitivelor, masinilor sau aparatelor. Acestea constituie elementele de baza ale unor ansamble, realizate in scopul executiei unor constructii sau utilaje complexe, folosite in domeniul petrolier.

Proiectul cuprinde documentatia tehnica aferenta unui sistem de transmisii cu un reductor de turatie intr-o treapta, avand un angrenaj cilindric cu dintii in V.

In componenta sistemului de transmisii, in cadrul mecanismelor se intalnesc urmatoarele tipuri mai importante: roti, curele, arbori, rulmenti, cuplaje de legatura, angrenajul, pene, carcasa, elemente de asamblari filetate, accesorii ale carcasei, etc.

Organele de masini imbina si dezvolta cunostinte de baza din domeniul mecanic, de la mai multe discipline: Desen tehnic si geometrie descriptiva, Tehnologia materialelor, Mecanica, Rezistenta materialelor, si altele.

Modul de rezolvare al problemelor se face pe baza materialelor de specialitate, bibliografiei, si in concordanta cu o seri de standarde de organe de masini.

Utilitatea acestui proiect este aceea de a forma deprinderea de proiectare in domeniul constructiilor de masini si utilaje, in scopul unei bune pregatiri ingineresti.






Cap.II Constructia si functionarea sistemelor de transmisii mecanice


2.1. Notiuni generale despre transmisii si sisteme mecanice:

Sistemele de transmisii mecanice sunt lanturi cinematice compuse din transmisii mecanice ale miscarii de rotatie, alcatuite in scopul transmiterii miscarii si puterii de la un element de actionare la o masina tehnologica de lucru.

Legatura dintre transmisiile mecanice componente ale sistemului poate fi realizata direct, sau prin intermediul unor elemente de legatura cum ar fi cuplajele.

Un sistem de transmisii este cel putin alcatuit din doua transmisii mecanice, cu sau fara elemente de legatura.

Transmisiile mecanice sunt mecanisme elementare ale miscarii de rotatie. Transmisiile mecanice nu modifica tipul de miscare transmisa (miscarea de rotatie), in schimb modifica parametrii dinamici si cinematici ai acesteia.

In general, transmisiile mecanice sunt mecanisme simple alcatuite dintr-un element conducator, de tip arbore – roata, un element condus de acelasi tip, intre care miscarea se poate transmite prin contact direct sau mijlocit de un element intermediar. In functie de modul de realizare al sistemului, transmisia poate avea o legare proprie la elementul fix (reazeme). Elementul fix este conceput sub forma simpla a unor suporti pentru reazeme, sau intr-o varianta proprie de carcasa, de sine statatoare, a mecanismului.

Scopul general pentru care proiectam un sistem este sa transmitem miscarea de rotatie si energia mecanica de la masina de actionare, care poate fi un motor electric asincron trifazat de curent alternativ, la o masina de lucru, exemplu o pompa.

Principalele tipuri de transmisii mecanice utilizate in alcatuirea sistemelor de transmisii sunt urmatoarele:

Transmisie cu roti de frictiune – este realizat dintr-o rola conducatoare si una condusa.

Miscarea se transmite pe baza frecarii ce ia nastere la contactul celor doua role. Este o transmisie directa ce ia nastere la o forta de contact normala intre cele doua componente.


Transmisie cu roti dintate (angrenaje) – este cea mai utilizata transmisie, fiind formata din doua roti una conducatoare si una condusa.

Este o transmisie cu contact direct pe seama unui contact fortat dintre dintii rotii conducatoare si a celei conduse, avand caracteristica fundamentala raportul de transmisie.



Transmisie prin curele – este o transmisie mijlocita de curea, roata condusa are acelasi sens de rotatie ca si roata conducatoare, si raportul de transmisie este dependent de diametrele celor doua roti.




Transmisia prin lant – raportul de transmisie nu este constant, avand loc mici variatii datorita infasurarii poligonale a lantului pe cele doua roti .

Pastreaza sensul de rotatie intre cele doua roti, fiind transmisii grele, au capacitate de transmitere foarte mare, motiv pentru care utilizarea acestora este foarte mare.





Partile componente ale unui reductor de turatie sunt:

carcasa;

angrenajul;

arborii;

penele;

reazeme de tip rulmenti;

elemente filetate;

dop golire;

nivela ulei.

Dupa tipul angrenajului, ele pot fi:

cilindrice;

conice;

melcate;

combinatii.


Dupa pozitiile axelor in spatiu, angrenajele pot fi:

orizontale;

verticale;

oblice;

oarecare.


Dupa pozitia relativa a axelor, angrenajele pot fi:

paralele;

concurente(coplanare);

incrucisate (necoplanare).

Dupa numarul de trepte, angrenajele pot fi:

cu o treapta;

cu doua trepte ;

cu trei trepte.


Dupa tipul axelor, angrenajele pot fi:

fixe ;

mobile.


Dupa tipul lagarelor, angrenajele pot fi:

de rostogolire;

de alunecare.


2.2. Constructia si functionarea sistemului de transmisii proiectat:

Sistemul are in componenta urmatoarele parti:

motor de actionare (M);

transmisie prin curele (TC);

reductor de turatie (RT);

elemente de legatura (C1 si C2);

masina de lucru (P).

Schema generala a sistemului de transmisii mecanice este reprezentata in figura de mai jos:







Din punct de vedere organologic sistemul are in componenta urmatoarele organe de masini:

transmisie prin curele: roti curea, curele, pene, arbori, reazem;

reductor de turatie: carcasa, roti dintate, arbori, pene, rulmenti, elemente filetate, accesorii;

elemente de legatura: cuplajele.


Functionare:

Miscarea si puterea se transmite la motorul de actionare pe care se afla montat subansamblul conducator al transmisiei prin curele la subansamblul condus al acesteia prin intermediul curelelor.

Prin intermediul angrenajelor se transmite mai departe cuplajului C2 si apoi la pompe.

Acest traseu cinematic si dinamic de putere are un flux pe care il numim flux cinematic.

Elementele componente ale reductorului de turatie intr-o treapta:

A, B – legaturi cinematice;

C, C – reazeme;

I – arborele conducator al reductorului;

II – arborele condus al reductorului;

E – angrenaj;

F, F’ – rulmentii reazeme ai arborelui II;

D, D – rulmentii reazeme ai arborelui I;

P – pompa.



Miscarea de rotatie sufera transformari cantitative pe cele trei axe geometrice.

Prima axa este M – Ic transmite miscarea si puterea de la motor la axul transmisiei prin curele.

A doua axa este IIc – I, este o transmisie intermediara de la cupla 1 la axul arborelui conducator al reductorului I. Miscarea nu isi modifica sensul.

A treia axa este II – P, transmite rotatia si puterea de la axa arborelui condus II al reductorului de turatie la pompa P. in aceasta ultima axa geometrica miscarea de rotatie isi schimba sensul.

Sistemul realizeaza reducerea turatiei datorita rapoartelor de transmisie de la transmisia prin curele ic si raportului de transmitere de la angrenaj iR, care sunt supraunitare. Astfel axa intermediara IIc – I are turatia mai mica decat axa de iesire a puterii M – Ic, iar axa de iesire a rotii conduse II – P are turatia mai mica decat a celei intermediare.

In functie de masura in care se reduce turatia, cresc momentele de torsiune nominale si maxime.

Sensurile de rotatie la trecerea de la axa geometrica M – Ic la axa IIc – I ramane acelasi datorita infasurarii curelelor. De la axul intern al arborelui conducator la cel al arborelui condus sensul se inverseaza. In concluzie de la motor la pompa sensul se inverseaza o singura data.

Cuplele cinematice ale sistemelor de mai multe feluri au randamente subunitare h < 1 , din cauza pierderilor prin forte si momente de frecare in fiecare din aceste cuple.

Puterea transmisa de la motor se diminueaza pana ajunge la pompa, iar pierderile se vor calcula printr-un algoritm global de randamente mecanice.







Cap.III Calculul cinematic si dinamic


3.1. Calculul elementelor cinematice:


3.1.1. Rapoartele de transmitere preliminarii:

Prin tema s-au dat: raportul de transmitere la transmisia prin curele ic = 1,35 si raportul de transmitere al reductorului de turatie si angrenajelor iR = i1,2 = 2.5.

Raportul de transmitere totala se determina:

iT = ic ∙ iR = 1,3 ∙ 2,5=3.375


3.1.2. Stabilirea numarului de dinti ale rotilor dintate (z1, z2):

Pentru roata conducatoare in conditiile evitarii fenomenului de interferenta si asigurarea unui gabarit minim se recomanda z1 = 1725 dinti.

Se admite: z1 = 23 dinti

Pentru roata condusa 2:

z2 = z1 ∙ iR = 23 ∙ 2.5 = 57.5 Z2=57 dinti


3.1.3. Recalcularea rapoartelor de transmitere:


3.1.4. Unghiul de inclinare al danturii rotilor:

Se recomanda pentru angrenaje cilindrice in V: b = 10 . 25o

Se admite: b


3.1.5. Calculul turatiilor:

pentru axa geometrica M – Ic:

pentru axa geometrica IIc – I:

pentru axa geometrica II – P:


3.1.6. Calculul vitezelor unghiulare:

pentru axa geometrica M – Ic:

pentru axa geometrica IIc – I:

pentru axa geometrica II – P:


3.2. Calculul elementelor dinamice:


3.2.1. Stabilirea valorilor randamentelor cuplelor cinematice si mecanismelor:

In sistem exista urmatoarele categorii de cuple:

cuple de tip curea – roata de curea (cupla A si B):

hc

Se alege: hc

cuple de tip rulmenti (cuplele C, C , D, D’, F, F’

hr

Se alege: hr



cuplele de tip angrenaj (cuplele E):

ha

Se alege: ha 0,98

cuplele pentru cuplaje (cuplele C1, C2):

hcupl

Se alege hcupl

Randamentul transmisiei prin curele:


Randamentul la reductorul de turatie:

Randamentul total al sistemului:

Randamentul total este: = 0,832 ∙ 100 = 83.2 %


3.2.2. Calculul puterilor nominale si maxime:

In conditiile de regim puterile nominale se determina astfel:

La elementele de pe axa geometrica M – Ic:


La elementele de pe axa IIc – I:

la roata condusa 2c si arborele IIc, in interior:

la iesirea din transmisia prin curele:

la intrarea in reductorul de turatie:

la roata 1 si arborele I, in interior:


La elementele de pe axa II – P:

la roata 2 si arborele II, in interior:

la iesirea din reductorul de turatie:

la arborele pompei:


In sistemele mecanice apar suprasarcini cauzate de elementul de actionare sau masina de lucru.

In conditii de suprasarcini se va considera un coeficient de suprasarcina: ks = 1,2 . 1,4

Se admite: ks = 1,25

Puterile maxime in sistem vor fi:

La elementele de pe axa geometrica M – Ic:


La elementele de pe axa IIc – I:

la roata condusa 2c si arborele IIc, in interior:

la iesirea din transmisia prin curele:


la intrarea in reductorul de turatie:

la roata 1 si arborele I, in interior:



La elementele de pe axa II – P:

la roata 2 si arborele II, in interior:

la iesirea din reductorul de turatie:

la arborele pompei:


3.2.3. Calculul momentelor de torsiune nominale si maxime:

Momentele de torsiune nominale corespund puterii nominale prin relatia:

La elementele de pe axa geometrica M – Ic:


La elementele de pe axa IIc – I:

la roata condusa 2c si arborele IIc, in interior:

la iesirea din transmisia prin curele:

la intrarea in reductorul de turatie:

la roata 1 si arborele I, in interior:


La elementele de pe axa II – P:

la roata 2 si arborele II, in interior:

la iesirea din reductorul de turatie:

la arborele pompei:


Aceste opt valori de momente de torsiune nominale corespund momentelor nominale.

Momentele de torsiune maxime vor corespunde puterilor maxime.

Seria de valori de momente de torsiune se pot determina mai simplu amplificand momentele cu ks.


La elementele de pe axa geometrica M – Ic:


La elementele de pe axa IIc – I:

la roata condusa 2c si arborele IIc, in interior:

la iesirea din transmisia prin curele:

la intrarea in reductorul de turatie:

la roata 1 si arborele I, in interior:


La elementele de pe axa II – P:



la roata 2 si arborele II, in interior:

la iesirea din reductorul de turatie:

la arborele pompei:









Cap.IV Calculul transmisiei prin curele

Transmisia prin curele realizeaza legatura dintre motorul de actionare si reductorul de turatie. Acestea pe langa rolul de mecanism reducator al vitezei unghiulare joaca rolul de protectie la suprasarcini sau socuri in functionare.

Date initiale:

Puterea la roata conducatoare:

P1c = Pm = 45kW

Momentul de torsiune la roata de curea conducatoare:

Mt,1c = 291,356 Nm

Turatia la roata de curea conducatoare:

n1c = nm = 1475 rot / min

Raportul de transmitere la transmisia prin curele:

ic = 1,.35

Turatia rotii de curea condusa:

n2c = 1093 rot / min

Date referitoare la regimul de functionare:

tipul motorului de actionare: asincron;

numarul de schimburi: trei;

regimul de functionare: socuri si suprasarcini;

Date referitoare la anumite restrictii:

distanta intre axe;

pozitia axelor transmisiilor.




Schema transmisiei:






Alegerea tipo-dimensiunii de curea:


Aceasta etapa presupune optiunea pentru un anumit tip de curea, care urmeaza a echipa transmisia: trapezoidala clasica, trapezoidala ingusta sau trapezoidala lata. Se opteaza pentru varianta de curea trapezoidala ingusta.

Urmeaza alegerea marimii de curea, in cadrul seriei de cinci tipo-dimensiuni de curele inguste standardizate: SPZ, SPA, SPB, (16 15) sau SPC.

Se alege marimea de curea: SPB.

Se recomanda: Dp1 = 140400mm

Se alege: Dp1 = 400mm

4.4.Calculul elementelor geometrice ale transmisiei:

Pentru tipul de curea SPB, elementele geometrice ale sectiunii transversale de curea sunt:

lp = 14 mm

h = 13 mm

b = 3,5 mm

*o

4.5.Calculul elementelor geometrice ale curelei:

Diametrul primitiv al rotii conducatoare:

Diametrul primitiv al rotii conduse:

Se admite: x

Unde: x – factor de alunecare specifica a curelei.

Se alege distanta intre axe:

0,5 ∙ (Dp1 + Dp2) < A < 2 ∙ (Dp1 + Dp2

0,5 ∙ (400+540) < A < 2 ∙ (400+540)

470 < A < 1880

Se alege preliminar A =500 mm Determinarea unghiurilor transmisiei:


– unghiul dintre ramurile transmisiei.

Determinarea unghiului de infasurare de pe roata conducatoare:

Determinarea unghiului de infasurare de pe roata condusa:

Lungimea primitiva a curelei:

                 

Se alege Lp STAS = 2500 mm.

Se recalculeaza distanta intre axe:

4.6.Calculul elementelor cinematice ale transmisiei:

Viteza periferica a curelei:

4.7.Calculul fortelor din cadrul transmisiei:

Determinarea tensiunilor din cadrul curelelor:

In cele doua ramuri tensiunile sunt diferite, ramura 1 (de sus) fiind mai solicitata decat ramura 2.

Pentru determinarea tensiunii din ramura se stabileste forta utila:

Coeficientul de frecare raportat:

m –coeficient de frecare intre curea si roata de curea;

m

Se alege m

a = 300 – unghiul format de flancul liber sectiunii laterale a curelei


4.8.Determinarea numarului de curele:

Stabilirea numarului de curele se face cu relatia:

P1c – puterea la roata conducatoare;

P1c = 45 kW

cf – coeficient de functionare;

cf = 1,3

cL – coeficientul de lungime al curelei;

cL = 0,94

cb – coeficientul unghiului de infasurare;

cb


P0 – puterea pe care o poate transmite una din cele z curele;

P0=22,74N

curele

Se definitiveaza numarul de curele:

cz = 0.95

cz – coeficient al numerelor de curele;

z =3curele




Cap.V Calculul organelor de masini componente



5.1.Calculul angrenajului cu dintii in „V”:

5.1.1.Calculul de dimensionare:

5.1.1.1.Date initiale:

Datele initiale necesare proiectarii angrenajului sunt urmatoarele:

Puterea nominala la roata conducatoare:

P1 = 39,36 kW

Momentul de torsiune nominal la roata conducatoare:

Mt1 = 343,95 Nm

Turatia rotii conducatoare:

n1 = 1093 rot/min

– Turatia rotii conduse:

n2 = 441 rot/min

Raportul de transmisie al angrenajelor:

Numarul de cicluri de solicitare ale rotilor:

Considerand rotile solicitate odata la fiecare rotatie completa.

Durata de functionare a angrenajului:

ore

Se alege ore

Conditiile de functionare:

Actionare cu motor electric asincron;

Masina de lucru: pompa;

Modul de incarcare: regim de solicitare moderat cu socuri moderate sau mici.

Coeficientul regimului de functionare:


Numarul de dinti ai rotilor:

dinti

dinti

Elementele cremalierei de referinta, se alege in conformitate cu STAS 821 – 82:

Unghiul de presiune de referinta:

Coeficientul inaltimii capului de referinta:

Coeficientul jocului la capul dintelui de referinta:

Coeficientul razei de racordare la piciorul dintelui:


5.1.1.2.Alegerea materialului si determinarea tensiunilor limita

Alegerea materialelor rotilor dintate trebuie sa respecte doua criterii:

criteriul de rezistenta;

criteriul de economicitate.

Date fiind solicitarile mari la care sunt supuse rotile in functionare, otelurile sunt recomandate prioritar:

oteluri de uz general, pentru constructii: STAS 500 – 80;

oteluri carbon de calitate: STAS 880 – 80;

oteluri aliate, destinate constructiei de masini: STAS 791 – 80.

Materialele alese pentru rotile dintate sunt:

pentru roata conducatoare 1: material OLC 55, STAS 880 – 80:

N/mm2 N/mm2

pentru roata condusa 2: material OLC 45, STAS 880 – 80:

N/mm2 N/mm2

Pentru solicitarea tensiunilor limita, pentru solicitarile de contact si de incovoiere, se gasesc urmatoarele valori:

a.      Pentru roata (1):

la solicitarea de contact:

N/mm2

Se alege: N/mm2

la solicitarea de incovoiere:

Se alege: N/mm2

b.     Pentru roata (2):

la solicitarea de contact:

N/mm2

Se alege: N/mm2

la solicitarea de incovoiere:

Se alege: N/mm2

5.1.1.3. Aplicarea criteriului de dimensionare:

S-a ales pentru inclinarea danturii .

Numarul de dinti a rotilor echivalente sunt:

dinti

dinti

Pentru alegerea criteriului de predimensionare se vor determina numarul critic de dinti ai pinionului de inlocuire, folosind relatia:

Marimile care apar in aceasta relatie au urmatoarea semnificatie:

– numarul critic de dinti ai rotii 1, de inlocuire, urmeaza a fi determinat din aceasta relatie:

– factorul de forma al dintelui. Se vor determina factorii de forma ale ambelor roti, pentru cazul x = 0:

– factorul de corectie al tensiunilor de la baza dintelui:

– factorul unghiului de inclinare:

– factorul de elasticitate al materialului rotilor:

N/mm2

– factorul zonei de contact:

–tensiunea admisibila de contact:

Cele doua tensiuni admisibile ale materialelor rotilor 1 si 2 se determina cu relatiile

–factori ai numerelor de cicluri de solicitare pentru solicitarea de contact;

Se calculeaza separat numerele de cicluri de solicitare, (de contact) ai dintilor fiecarei roti NL1 , NL2;

cicluri

cicluri


Se compara:

*  > NBH <=> 12,47 > 5 ·107 =>zN1 = 1;

  > NBH <=> 5,03 > 5 ·107 =>zN2 = 1;

– – factorul raportului duritatilor flancului;

N/mmm2

N/mmm2

N/mmm2

,–tensiunile admisibile pentru solicitarea de incovoiere:

[N/mm2]

[N/mm2]

YN1 , YN2 – factorii durabilitatii pentru solicitarea de incovoiere;

*  >NBF <=> 12,46 > 3 ·106 =>YN1 = 1;

*  >NBF <=> 5.03 > 3 ·106 =>YN2 = 1;

,– factorul relativ de sensibilitate al materialului rotilor la concentratorul de la baza dintelui:

Se alege din STAS:

N/mm2

N/mm2

Din relatia (1) se determina numarul critic de dinti ai pinionului echivalent:

cicluri

Se calculeaza numarul de dinti ai rotii conducatoare:

dinti

Se compara numarul de dinti ales (z1) cu numarul critic de dinti ai acesteia (zn1,cr), in vederea stabilirii criteriului de dimensionare:

zn1,cr = 90,6 > z1 = 23 => solicitarea prioritara este cea de contact.

5.1.1.4. Dimensionarea angrenajelor:

Este etapa cea mai importanta, deoarece se stabileste valoarea elementului geometric fundamental mn . In functie de valoarea lui se calculeaza toate elementele rotilor, diametre, latimi, inaltimi, etc.

Se determina limita distantei intre axe:

Mt,1 – momentul de tensiune la roata dintata;

–coeficient de latime

Pentru angrenaje cu dintii in V:

Se alege:

mm

mm

Cunoscand ca: , se vor determina limitele intervalului pentru valoarea modulului normal al angrenajului:

mm

mm

Se adopta din STAS: mn = 5

5.1.1.5. Calculul elementelor geometrice ale angrenajului cilindric cu dintii in V:


a)     Elementele cremalierei:

Unghiul de presiune de referinta:


Coeficientul inaltimii capului de referinta al dintelui:

Coeficientul jocului de referinta la capul dintelui:

Coeficientul razei de racordare la piciorul dintelui:

unghiul de inclinare al danturii rotii:

numarul de dinti ai rotii conducatoare:

dinti

numarul de dinti ai rotii conduse:

dinti

b)     Modulele si pasii:

modulul normal:

mm

modulul frontal:

mm

pasul normal:

mm

pasul frontal:

mm

c)     Inaltimea dintilor:

inaltimea capului dintelui:

mm

inaltimea piciorului dintelui:

mm

inaltimea totala a dintilor:

mm

d)     Diametrele cercurilor de divizare:

mm

mm

e)     Diametrele cercurilor de rostogolire:

mm

mm

f)      Diametrele cercurilor de cap:

mm

mm

g)     Diametrele cercurilor de picior:

mm

mm

h)     Diametrele cercurilor de baza:

mm

mm

i)      Distanta dintre axele de referinta:

mm

j)      Latimile celor doua roti:

factorul de latime:

latimea canalului:


Se alege:mm

latimea de canal necesara:

mm

Se alege:mm

Se alege:mm

k)     Alte elemente ale danturii rotilor:

grosimea coroanei rotii conduse:

mm

grosimea discului rotii conduse:

mm

razele de racordare ale butucului si discului:

mm

Se aleg: mm si mm

tesitura de cap:

mm

diametrele canalelor:

mm

mm

mm

mm


5.1.1.6. Determinarea componentelor sistemului de forte din angrenajul cilindric cu dintii in V:

Transmiterea miscarii si puterii de la roata conducatoare la roata condusa se face prin dezvoltarea unei incarcari distribuite de-a lungul flancului in contact. Acesta inlocuieste cu rezultanta concentrata actionand la jumatatea lungimii dintelui.

Aceste forte normale se descompun dupa trei directii:


tangentiala;

radiala;

axiala.

– momentul de tensiune maxim la roata 1;

Nm

– diametrul cercului de rostogolire;

– fortele tangentiale pe jumatate din roata;

N

–fortele tangentiale rezultante pe roata 1 si 2;

N

– fortele radiale pe jumatate din roata;

N

– rezultantele radiale pe roata 1 si 2;

N

– fortele axiale rezultante;


5.2. Calculul carcasei:

Carcasa reductorului de turatie se executa in mod uzual din doua bucati: semicarcasa inferioara (corpul carcasei) si semicarcasa superioara (capacul carcasei).

Acestea urmeaza a fi imbinate prin intermediul mai multor elemente de asamblare cu filet: suruburi, piulite, saibe.



5.2.1. Alegerea distantelor de la mijloacele rotilor la mijloacele celor doua ramuri:

Alegerea distantei se va face pe baza schemei:

1 – flansa carcasei;

2 – roata conducatoare;

3 – arborele conducator;

4 – rulmentul arborelui conducator;

5 – alezaj al carcasei;

6 – arborele condus;

7 – rulmentul arborelui condus;

8 – roata condusa;





1 – inel de etansare;

2 – surub al capacului;

3 – capac;

4 – garnitura de etansare;

5 – flansa carcasei;

6 – rulment;




7 – arbore conducator;

8 – roata conducatoare;

9 – roata condusa.

, in care:

x1 –distanta de la mijlocul rotii pana la fata frontala a acesteia;

mm

x2 – distanta de la mijlocul rotii dintate 1 pana la peretele interior al carcasei;

mm

x3 – distanta de la peretele interior al carcasei la rulment

mm

x4 – jumatatea latimii rulmentului radial;

B = 30 . 50 mm

Se alege: B = 40 mm

mm

mm



5.2.2. Alegerea unor elemente de forma ale carcasei:


grosimea peretelui semicarcasei inferioare:

mm

mm

grosimea peretelui carcasei:

mm

grosimea nervurilor capacului si corpului carcasei:

mm

latimile si grosimile flanselor:

– raza de racordare a flanselor cu carcasa:

R = 2 . 10 mm                 Se adopta: R = 5 mm

– latimea exterioara:

Se adopta: M16: a = 30 mm b = 26 mm R = 5 mm

mm

– latimea totala:

mm

– grosimea flansei corpului carcasei:

mm

Se adopta: h = 20 mm

– grosimea flansei capacului carcasei:

mm

diametrele gaurilor pentru suruburi:

– de fixare a talpi:

mm

mm Se adopta M 24

– de fixare in zona lagarelor:

mm

mm   Se adopta: M 20

– de fixare a flanselor:

mm

mm   Se adopta: M 16

latimile si grosimile talpi:

– latimea superioara:

mm

– latimea inferioara:

mm

– grosimea talpii fara proeminente:

mm

– grosimea proeminentelor talpii:

mm

– inaltimea axei:

H = 200 mm

– distanta radiala minima de la roata la carcasa:

mm


5.2.3. Alegerea diametrelor gaurilor pentru imbinarile elementelor filetate:




a.      Pentru fixarea pe fundatie:

Se adopta: M 24 cu caracteristicile: a = 45 mm, b = 33 mm, R = 8 mm

Surub: d = 24 mm, s = 36 mm, Dmin = 39,55 mm, k = 15 mm,             D1 = 34,20 mm, b = 60 mm;

Piulita: m = 19 mm;

Saiba grower: d1 = 24,5 mm, d2 = 35,5 mm, g = 5,5 mm;

Saiba plata: d = 26 mm, Ds = 44 mm, s = 4 mm;

Gaura de trecere: dh = 26 mm.

b.     Pentru fixare in zona lagarelor:

Se adopta M 20 cu caracteristicile: a = 40 mm, b = 32 mm, R = 5 mm

Surub: d = 20 mm, s = 30 mm, Dmin = 32,95 mm, k = 13 mm,             D1 = 28,50 mm, b = 52 mm;

Piulita: m = 16 mm;

Saiba grower: d1 = 20,5 mm, d2 = 29,5 mm, g = 4,5 mm;

Saiba plata: d = 22 mm, Ds = 37 mm, s = 3 mm;

Gaura de trecere: dh = 22 mm.

c.      Pentru fixare in zona flanselor:

Se adopta M 16 cu caracteristicile: a = 30 mm, b = 26 mm, R = 5 mm

Surub: d = 16 mm, s = 24 mm, Dmin = 26,17 mm, k = 10 mm,             D1 = 22,80 mm, b = 44 mm;

Piulita: m = 13 mm;

Saiba grower: d1 = 16,3 mm, d2 = 23,3 mm, g = 3,5 mm;

Saiba plata: d = 18 mm, Ds = 30 mm, s = 3 mm;

Gaura de trecere: dh = 17,5 mm.

5.2.4. Accesorii ale carcasei:

A.    Inele de ridicare:

Acestea au rolul de a putea ridica si deplasa ansamblul reductor in timpul executiei.




Se adopta inel M 20 cu dimensiunile:

d = 20 mm, d1 = 40 mm, d2 = 40 mm, d3 =72 mm, l = 27 mm, h = 45 mm, e = 13 mm, b = 16 mm, c = 3,5 mm, t = 36,5 mm, Da = 45 mm

Fmax = 10 kN, Fmax,i = 20 kN.


B.    Dop de golire:

Are drept rol functional posibilitatea de asigurare a scurgerii din carcasa a uleiului, in vederea inlocuirii lui.




Se adopta dop filetat M 24 1,5, cu caracteristicile:

d = 24 mm, s = 22 mm, D = 24,50 mm, k =9 mm, Df = 32 mm, b = 20 mm, l = 27 mm, Da = 34 mm


C.    Dopul de aerisire:

Acest element are rolul de a compensa diferentele de presiune care apar, in timpul functionarii, intre volumele interior si exterior ale carcasei.





Se adopta dop de aerisire M 30 cu urmatoarele caracteristici:

d = 30 mm, d1 = 12 mm, d2 = 72 mm, d0 =24 mm, D = 50 mm, a = 10 mm, b = 20 mm, l0 = 8 mm, l = 66 mm, De = 50 mm, Di = 32 mm, g = 4 mm.


D.    Capacul de vizitare:

Se adopta capacul de vizitare ab = 150100.

a1 = 210 mm, b1 = 160 mm, a2 = 180 mm, b2 =130 mm, d = 4 mm, dh = 4,5 mm, hb = 1 mm, hc = 3 mm, g = 1 mm, ns = 4 mm.


E.    Indicatorul de ulei:

Indicatorul de nivel al uleiului arata cota de nivel pana la care se ridica acesta in carcasa, atunci cand reductorul nu functioneaza.





Pozitionarea axei indicatorului:

Diametrul capului de insurubare: d = 10 . 12 mm. Se adopta: d = 16 mm;

Lungimea de insurubare a capului: mm;

Diametrul tijei (jojei): dt = 2 . 5 mm. Se alege dt = 4 mm;

Diametrele mansonului cu guler: mm

mm

Diametrul butonului de manevrare: D = (1,2 . 2) · d = 1,5 · 16 = 24 mm

F.     Urechile de prindere si canalele pentru ungere:

Urechile de prindere sunt configuratii proprii corpului carcasei care servesc la suspendarea in cazul in care capacul este demontat.




mm, he =2 . 5 mm = 4 mm, lc = 4 . 10 mmm =8 mm

G.   Cepuri conice:

In vederea fixarii si centrarii corespunzatoare a celor doua semicarcase, una dintre cele mai frecvente variante este cea de utilizare a cepurilor conice.



Se adopta forma A cu dimensiunile: d = 8 mm, c = 1,2 mm, l = 80 mm


5.2.5. Calculul termic:

In timpul functionarii regimul termic al reductorului de turatie se modifica. Acest fapt se datoreaza frecarilor din cuple.

O parte din energia mecanica furnizata la intrarea in reductor se consuma pentru invingerea frecarilor din cuple si se transforma in energie calorica. Problema echilibrului termic este importanta pentru stabilirea regimului termic de lucru. Reductorul de turatie, ca mecanism, are o anumita suprafata de contact cu aerul determinata de suma suprafetelor sale exterioare.

Cresterea de temperatura peste nivelul temperaturii ambiante (considerata t = 200 C), se determina cu relatia:

, unde:

3,6·106 – factor de transfer;

  – randamentul mecanic al reductorului de turatie;

P1 – puterea mecanica la roata conducatoare a reductorului;

P1 = 45 kW

–factor de transfer a caldurii de la carcasa reductorului la mediul inconjurator;

Ac – suprafata libera a carcasei in contact cu aerul;

Ac = (1,1 . 1,2)·A

A = L·B + 2·(B·H + H·L) = 1,584992 m2

L – lungimea = 684 mm

H – inaltimea = 596 mm

B – latimea = 320 mm

Ac = 1,15 · A = 1,82274 m2

– cresterea de temperatura admisa:



5.3. Calculul elementelor subansamblurilor arborilor:

In cazul mecanismelor de tip reductor de turatie, subansamblurile arborilor indeplinesc rolul de transmitere a miscarii de rotatie si a energiei mecanice, furnizata la intrarea in acest ansamblu.

Din punct de vedere cinematic fiecare ansamblu constituie un element cinematic de sine statator. Acest fapt este rezultatul imbinarilor demontabile a tuturor partilor sale componente: arborii, rotile, rulmentii, semicuplajele si alte accesorii.

Din punct de vedere al calculului de rezistenta, intre elementele ansamblului exista diferente esentiale, din acest motiv metodologia de calcul a subansamblului arbore va fi tratata separat pentru principalele parti componente: arbori, pene si rulmenti.

Reductoarele de turatie intr-o treapta au in componenta doua subansambluri: cel al arborelui conducator ( de intrare) si cel al arborelui condus (de iesire).


5.3.1. Calculul arborelui I:

a)     Incarcarile care actioneaza asupra arborelui I:

Incarcarile arborelui I provin de la elementele care se afla montate pe acesta: partea condusa a cuplajului C1 si roata conducatoare a angrenajului.



Momentul de torsiune maxim la intrarea in reductor:

Nm

Momentul de torsiune maxim la roata dintata 1

Nm

Forta tangentiala pe roata 1 :

N

Forta radiala pe roata 1:

N

Forta axiala:

Distanta de la cele doua reazeme:

m

b)    Tipul solicitarii:

Sub actiunea incarcarilor mentionate arborele este supus la urmatoarele solicitari:

Solicitarea de torsiune, determinat de momentul de torsiune maxim de la intrarea in reductorul de turatie, variatia se va considera in regim pulsator;

Solicitarea de incovoiere, determinata de fortele din angrenaj care incarca arborele, variatia se va considera in regim alternant simetric.



c)     Schema de incarcare, schema de calcul, determinarea reactiunilor, diagramele de eforturi sectionate si forma constructiva a arborelui:

incarcarile mentionate () se considera actionand pe subansamblul format din: arborele I, semicuplajul C1, roata dintata 1, cat si partea mobila a reazemelor cu rulmenti, dispuse simetric;












distanta l dintre sectiunile 1 si 3 si cea dintre sectiunile 2 si 3 se considera egale;

se considera sistemul triortogonal xOyz, avand axa Ox orientata dupa axa arborelui;

pentru efectuarea calculului, subansamblul format din arbore, roata si semicuplaj inlocuieste un model de calcul; acesta este o bara, care pastreaza rezemarile in aceleasi sectiuni;

pentru arborele conducator se tine seama ca dimensiunile pinionului (roata mica) sunt in general mici, apropiate de cele ale arborelui; acest fapt face imposibila montarea rotii pe arbore prin intermediul unor pene, in acest caz se va opta pentru Varianta A (pinion corp-comun cu arborele I) – iar optiunea pentru materialul arborelui va tine seama de materialul ales pentru roata 1;

pentru cazul in care dimensiunile determinate ale pinionului sunt mari, se poate opta pentru Varianta B, in care roata este montata prin mijlocirea unei asamblari cu pana paralela; indiscutabil pentru forma constructiva a arborelui condus II, la care intre dimensiunile rotii si cele ale arborelui sunt diferente mari, se va prefera Varianta B.


Determinarea analitica a reactiunilor:

in planul vertical xOy:


N

N

in planul orizontal xOz:

N

N

Pentru trasarea diagramelor de momente incovoietoare in cele doua plane considerate se determina valorile maxime ale momentelor, astfel:

pentru diagrama MiV, in sectiunea 3:

Nm

pentru diagrama MiH,la stanga si la dreapta sectiunii 3:

Nm

Nm


d)    Calculul reactiunilor din cuple (reazeme):

Faptul ca in ambele cuple exista reactiuni exclusiv radiale se va sugera utilizarea unor rulmenti radiali cu role.

Pentru reazemul 1, sectiunea radiala este:

N

Pentru reazemul 2, sectiunea radiala este:

N

Aceste doua reactiuni radiale rezultante se vor utiliza in calculul rulmentilor cu notatia:

N

N

e)     Calculul momentelor echivalente in principalele sectiuni ale arborelui:

Pentru sectiunea 1:

Pentru sectiunea 3,in stanga:

Nm

Pentru sectiunea3, in dreapta:

, unde:

Momentul incovoietor rezultant este:

Nm

– coeficient care tine seama de variatia sau caracterul solicitarii de incovoiere, in raport cu cea de torsiune;

Se adopta:

momentul de torsiune se considera cu valoare maxima:

Nm

Nm

pentru sectiunea 2, momentele incovoietoare sunt nule pe toata portiunea de arbore respectiva:

Nm


f)      Alegerea materialului si determinarea tensiunilor admisibile pentru calculul de predimensionare:

In mod uzual materialele recomandate pentru executia arborilor drepti sunt:

Otel carbon de uz general pentru constructii STAS 500/2 – 80;

Otel carbon de calitate STAS 880 – 88;

Otel aliat pentru tratament chimic de imbunatatire sau de cementare STAS 791 – 88.

Pentru calculul de predimensionare al arborelui se vor avea in vedere urmatoarele:

Sectiunile critice ale arborilor rezulta din analiza diagramelor de eforturi sectionale;

Sectiunea de fixare a rotii in care solicitarea este compusa:

Nm

Sectiunea de capat (4) al arborelui:

Pentru calculul de predimensionare este necesar sa se stabileasca valorile tensiunilor admisibile pentru materialul care a fost adoptat:

Tensiunea admisibila pentru incovoiere;

Tensiunea admisibila pentru torsiune .

Se adopta acelasi material ca a rotii 1:

N/mm2 Se adopta: N/mm2

N/mm2 Se adopta: N/mm2


g)     Dimensionarea arborelui:

Este cea mai importanta etapa de calcul, presupune stabilirea valorilor diametrelor in toate sectiunile acestuia pentru forma constructiva ce urmeaza a fi adoptata.

Dimensionarea arborelui presupune parcurgerea urmatoarelor etape:

g1) Predimensionarea arborelui (stabilirea diametrelor minime in sectiunile critice):

Aceasta etapa are in vedere determinarea valorilor minime ale diametrelor in sectiunile critice in care s-au determinat incercarile echivalente.

In sectiunea 3:

Dimensionarea se face la solicitarea de incovoiere, cu relatia:

mm

, unde:

t1 – adancimea canalului de pana paralela;

Se adopta: t1= 5,5 mm, conform STAS 1004 – 81

mm

In sectiunea 4:

Determinarea se face la solicitarea de torsiune, cu relatia:

mm

Se adopta: t1= 5 mm, conform STAS 1004 – 81

mm


g2) Verificarea alternativei de realizare a arborelui separat de roata (pinion) si fixare cu pana paralela si definitivarea diametrelor:

In cele mai multe cazuri dimensiunile mici ale rotii dintate conducatoare, rezultate din calculul de dimensionare al acesteia, converg spre adoptarea Variantei A – arbore–pinion la care nu exista asamblare cu pana.

Aceasta varianta constructiva prezinta dezavantajul unei constructii mai pretentioase, care ridica mai multe probleme din punct de vedere tehnologic. Din acest motiv se impune verificarea posibilitatii de adoptare a unei forme de arbore mai simple. Aceasta presupune o forma de arbore separata de cea a rotii conducatoare. In acest caz pinionul se monteaza pe arborele conducator, iar transmisia miscarii si puterii se realizeaza prin intermediul unei pene: Varianta B.

Constructia arborelui in acest caz, este compusa din mai multe tronsoane cilindrice, in trepte fiecare cu rol bine determinat.






1 – reazemul 1, pentru fixarea unuia dintre rulmenti;

2 – reazemul 2, pentru fixarea celuilalt rulment;

3 – tronsonul de fixare al pinionului prin intermediul unei pene;

4 – tronsonul de fixare al semicuplajului condus cu cuplajul C1;

5 – tronsonul liber, situat in zona gaurii din capacul de fixare al rulmentului;

6 – tronsonul intermediar pe care se monteaza un distantier intre pinion si rulment;

7 – tronsonul de diametru maxim, pentru rezemarea bilaterala axiala a componentelor.

Pentru definitivarea alegerii diametrelor arborelui in aceste sectiuni se tine seama ca aceste valori sa indeplineasca simultan mai multe conditii:

Treptele cilindrice sa permita montajul succesiv al pieselor pe arbore:

si

Diametrele alese pentru sectiunile critice sa fie mai mari decat cele alese prin calculul de predimensionare;

Diametrele in sectiunile de rezemare ( si ) este preferabil sa fie adoptate egale pentru a putea folosi aceeasi tipo-dimensiune de rulment.

In vederea verificarii posibilitatii de adoptare a Variantei B se trece mai intai la definitivarea diametrelor:

In sectiunea 4, de fixare a cuplajului:

mm ;      mm

In sectiunea 5, intermediara:  

mm

In sectiunea 2 si 1,de rezemare:

      mm

In sectiunea 6, intermediara:

mm

In sectiunea 3, de fixare a pinionului: si

mm           mm

In sectiunea 7, a umarului de rezemare:  

mmmm

Dupa stabilirea valorilor diametrelor arborelui urmeaza verificarea compatibilitatii Variantei B.

Se impune determinarea distantei:

, unde:

t2 – este determinat conform STAS 1004 – 81, functie de d3;

mm

Daca X > 2,5 · mn , se apreciaza ca Varianta B este compatibila;

Daca X< 2,5 · mn , se apreciaza ca Varianta B este necorespunzatoare si se revine la Varianta A.

< 2,5 · mn                        mn =5


10< 13,75 => Varianta A este cea compatibila.

Dimensionarea pentru varianta A:

In sectiunea 4, de fixare a cuplajului:

mm ;      mm

In sectiunea 5, intermediara:  

mm

In sectiunea 2 si 1,de rezemare:

      mm

In sectiunea 6, intermediara:

mm

In sectiunea 3, de fixare a pinionului: si

mm           mm

In sectiunea 7, a umarului de rezemare:  

mmmm


h)    Verificarea arborelui la oboseala:

Verificarea arborelui la oboseala se impune pentru sectiunile in care arborele prezinta concentratori de tensiuni, care pot fi de diverse tipuri: canale pentru pene, caneluri, treceri de diametru cu diverse forme, filete, gauri. Acesti concentratori de tensiuni, in conditii de solicitare variabila simpla sau compusa – pot conduce la pierderea capacitatii de rezistenta la oboseala.

h1) Verificarea sectiunii 4:

Verificarea acestei sectiuni la oboseala are in vedere urmatoarele observatii:

Sectiunea de capat a arborelui, de diametru d4, prezinta acelasi tip de concentratori de tensiune – canal pentru pana paralela;

Solicitarea acestei sectiuni este exclusiv de torsiune, cu valoarea momentului corespunzatoare calculata: ;





, unde:

ca – coeficient de siguranta admisibil la oboseala;

ca = 1,5 . 2,5 Se alege: ca = 2



– factor efectiv de concentrare a tensiunilor;


– factor dimensional;

      – factor tehnologic;


, , ,

N/mm2

mm3

N/mm2



– limita de curgere la solicitarea de torsiune

N/mm2

dimensionarea sectiunii 4 este corespunzatoare


5.3.2. Calculul asamblarilor cu pene:

Asamblarile cu pene au rol de fixare si de transmitere a momentelor de torsiune intre arbore si piesele pe care acesta le sustin in miscarea de rotatie. Pentru montajul acestora se recomanda utilizarea unor asamblari cu pene longitudinale, care se preteaza formei arborelui, pinionului si cuplajului si care asigura o serie de avantaje:

capacitatea portabila ridicata;

simplitate constructiva, montare si demontare usoara;

gabarit radical si axial minim;

conditii tehnologice in limite normale.

Dintre tipurile de asamblari cu pene longitudinale cele mai larg utilizate sunt cele cu pene paralele.


a.     Asamblarea cu pana paralela in sectiunea 4:

Imbinarea celor doua componente, arbore – element cuprins – si semicuplaj – ca element cuprinzator – este realizata pe o suprafata cilindrica, prin intermediul unei pene paralele cu ambele capete rotunjite.




Prelevarea datelor cunoscute:

mm

Lungimea zonei cilindrice la contactul arbore –semicuplaj:

mm

Elementele penei:

Latimea penei: b = 14 mm;

Inaltimea penei: h = 8 mm;

Lungimea penei: mm.

Elementele asamblarii :

Adancimea canalului de pana din arbore: mm;

Adancimea canalului de pana din butuc: mm;

Lungimea de calcul a penei: mm.

Verificarea penei:

Verificarea penei la solicitarea de contact (strivire) pe fata laterala plana a acesteia:

N/mm2

– presiunea admisibila de contact pe suprafata laterala a penei;

Se alege = 100N/mm2

Verificarea penei la solicitarea de forfecare, tine seama de suprafata penei situata in planul de separatie arbore – butuc.

N/mm2

N/mm2   Se alege: N/mm2

Cum ambele verificari la rezistenta sunt confirmate, asamblarea cu pana adoptata ramane definitiva.


5.3.3. Calculul de alegere si de verificare al rulmentilor:

Pentru rezemarea arborilor se folosesc rulmenti de rostogolire. Criteriul de baza pentru alegerea unui rulment este tipul sarcinii rezultante care actioneaza in reazemul respectiv. Daca in reazeme actioneaza numai incarcarea radiala se recomanda utilizarea rulmentilor radiali.



Cele doua reactiuni radiale rezultante in cele doua reazeme:

N

N

Diametrul interior al rulmentului este identic cu cel determinat pentru fusurile arborelui I.

mm

Se face determinarea fortelor echivalente:

, unde:

V– factor care tine seama de inelul rotativ: V = 1;

X– coeficientul fortei radiale: X = 1;

kt – factorul de temperatura: kt =1;

kd – factorul de dinamicitate: kd = 1,6.

N

Determinarea capacitatii de incarcare necesare:

, unde:

p– exponentul durabilitatii: p = 3,33;

L – durabilitatea

milioane de cicluri

n– turatia arborelui I;

Lh – durata de functionare a rulmentului;

N = 30,464 kN

Se adopta tipul de rulment NU211E, cu dimensiunile D = 100 mm, B = 21 mm, rs = 1,5 mm, r1s =1,1 mm


5.4. Consideratii asupra calcului subansamblului arborelui II (condus):


Dezvoltarea calcului componentelor subansamblului arborelui condus II cuprinde aceleasi parti ca in cazul subansamblului arborelui conducator I:

calculul arborelui II;

calculul asamblarilor cu pene ale arborelui II;

calculul rulmentilor arborelui II.

5.4.1. Calculul arborelui condus II:

a.     Incarcarile care actioneaza asupra arborelui II:

Incarcarile arborelui II provin de la elementele care se afla montate pe acesta: partea condusa a cuplajului C2 si roata condusa a angrenajului.



Momentul de torsiune maxim la arborele II, in exterior:



Nm

– Momentul de torsiune maxim la roata dintata 2:

Nm

– Forta tangentiala pe roata 2 :

N

N

– Forta radiala pe roata 2:

N

N

– Forta axiala:

– Distanta de la cele doua reazeme:

m

b.     Tipul solicitarii:

Sub actiunea incarcarilor mentionate arborele este supus la urmatoarele solicitari:

– Solicitarea de torsiune, determinat de momentul de torsiune maxim de la intrarea in reductorul de turatie, variatia se va considera in regim pulsator;

– Solicitarea de incovoiere, determinata de fortele din angrenaj care incarca arborele, variatia se va considera in regim alternant simetric.



c.      Schema de incarcare, schema de calcul, determinarea reactiunilor, diagramele de eforturi sectionate si forma constructiva a arborelui:

incarcarile mentionate () se considera actionand pe subansamblul format din: arborele II, semicuplajul C2, roata dintata 2, cat si partea mobila a reazemelor cu rulmenti, dispuse simetric;

distanta l dintre sectiunile 4 si 1 si cea dintre 1 si 3 se considera egale;

se considera sistemul trigonal xOyz avand axa Ox orientata dupa axa arborelui;

se noteaza sectiunile mai importante ale sistemului 1 si 2, sectiunile de rezemare, sectiunea 3 de mijloc, iar 4 este sectiunea de capat a arborelui;

pentru efectuarea calculului, subansamblul format din arbore, roata si semicuplaj se inlocuieste cu o bara;

pe acelasi model de calcul se apreciaza directiile ti sensurile reactiunilor.


Determinarea analitica a reactiunilor:

in planul vertical xOy:

N

N

in planul orizontal xOz:

N

N












Pentru trasarea diagramelor de momente incovoietoare in cele doua plane considerate se determina valorile maxime ale momentelor, astfel:

pentru diagrama MiV, in sectiunea 3:

Nm

pentru diagrama MiH,la stanga si la dreapta sectiunii 3:

Nm

Nm


d.     Calculul reactiunilor din cuple (reazeme):

Faptul ca in ambele cuple exista reactiuni exclusiv radiale se va sugera utilizarea unor rulmenti radiali cu role.

Pentru reazemul 1, sectiunea radiala este:

N

Pentru reazemul 2, sectiunea radiala este:

N

Aceste doua reactiuni radiale rezultante se vor utiliza in calculul rulmentilor cu notatia:

N

N

e.      Calculul momentelor echivalente in principalele sectiuni ale arborelui:

Pentru sectiunea 1:

Pentru sectiunea 3,in dreapta:

Nm

Pentru sectiunea3, in stanga:

, unde:

Momentul incovoietor rezultant este:

Nm

– coeficient care tine seama de variatia sau caracterul solicitarii de incovoiere, in raport cu cea de torsiune;

Se adopta:

momentul de torsiune se considera cu valoare maxima:

Nm

Nm

pentru sectiunea 2, momentele incovoietoare sunt nule pe toata portiunea de arbore respectiva:

Nm


f.      Alegerea materialului si determinarea tensiunilor admisibile pentru calculul de predimensionare:

In mod uzual materialele recomandate pentru executia arborilor drepti sunt:

Otel carbon de uz general pentru constructii STAS 500/2 – 80;

Otel carbon de calitate STAS 880 – 88;

Otel aliat pentru tratament chimic de imbunatatire sau de cementare STAS 791 – 88.

Pentru calculul de predimensionare al arborelui se vor avea in vedere urmatoarele:

Sectiunile critice ale arborilor rezulta din analiza diagramelor de eforturi sectionale;

Sectiunea de fixare a rotii in care solicitarea este compusa:

Nm

Sectiunea de capat (4) al arborelui:

Pentru calculul de predimensionare este necesar sa se stabileasca valorile tensiunilor admisibile pentru materialul care a fost adoptat:

Tensiunea admisibila pentru incovoiere;

Tensiunea admisibila pentru torsiune .

Se adopta acelasi material ca a rotii 2, OLC 45:

N/mm2 Se adopta: N/mm2

N/mm2 Se adopta: N/mm2


g.     Dimensionarea arborelui:

Este cea mai importanta etapa de calcul, presupune stabilirea valorilor diametrelor in toate sectiunile acestuia pentru forma constructiva ce urmeaza a fi adoptata.

Dimensionarea arborelui presupune parcurgerea urmatoarelor etape:

g1) Predimensionarea arborelui (stabilirea diametrelor minime in sectiunile critice):

Aceasta etapa are in vedere determinarea valorilor minime ale diametrelor in sectiunile critice in care s-au determinat incercarile echivalente.

In sectiunea 3:

Dimensionarea se face la solicitarea de incovoiere, cu relatia:

mm

, unde:

t1 – adancimea canalului de pana paralela;

Se adopta: t1= 5 mm, conform STAS 1004 – 81

In sectiunea 4:

Determinarea se face la solicitarea de torsiune, cu relatia:

mm

Se adopta: t1= 5 mm, conform STAS 1004 – 81

mm


g2) Verificarea alternativei de realizare a arborelui separat de roata (pinion) si fixare cu pana paralela si definitivarea diametrelor:

Se impune folosirea Variantei B. Constructia arborelui in acest caz, este compusa din mai multe tronsoane cilindrice, in trepte fiecare cu rol bine determinat.







Pentru definitivarea alegerii diametrelor arborelui II in aceste sectiuni se tine seama ca aceste valori:

Treptele cilindrice sa permita montajul succesiv al pieselor pe arbore:

si

Diametrele alese pentru sectiunile critice sa fie mai mari decat cele alese prin calculul de predimensionare;

Diametrele in sectiunile de rezemare ( si ) este preferabil sa fie adoptate egale pentru a putea folosi aceeasi tipo-dimensiune de rulment.


.

In vederea verificarii posibilitatii de adoptare a Variantei B se trece mai intai la definitivarea diametrelor:

In sectiunea 4, de fixare a cuplajului:

mm ;      mm

In sectiunea 5, intermediara:  

mm

In sectiunea 2 si 1,de rezemare:

      mm

In sectiunea 6, intermediara:

mm

In sectiunea 3, de fixare a pinionului: si

mm           mm

In sectiunea 7, a umarului de rezemare:  

mmmm


h.     Verificarea arborelui la oboseala:

Verificarea arborelui la oboseala se impune pentru sectiunile in care arborele prezinta concentratori de tensiuni, care pot fi de diverse tipuri: canale pentru pene, caneluri, treceri de diametru cu diverse forme, filete, gauri. Acesti concentratori de tensiuni, in conditii de solicitare variabila simpla sau compusa – pot conduce la pierderea capacitatii de rezistenta la oboseala.

h1) Verificarea sectiunii 3:

Verificarea acestei sectiuni la oboseala se face cu relatia:

, unde:

ca – coeficient de siguranta admisibil la oboseala;

ca = 1,5 . 2,5     Se alege: ca = 2

, in care:

         – rezistenta la oboseala de incovoiere alternant–simetrica

N/mm2  

– factor efectiv de concentrare a tensiunilor;


– factor dimensional;

      – factor tehnologic;


, , ,

– amplitudinea ciclului de solicitare la incovoiere;


, unde:

mm3

N/mm2

N/mm2

ca – coeficient de siguranta admisibil la oboseala;

ca = 1,5 . 2,5 Se alege: ca = 2

– factor efectiv de concentrare a tensiunilor;


– factor dimensional;

      – factor tehnologic;


, , ,

N/mm2

mm3

N/mm2

dimensionarea sectiunii 3 este corespunzatoare


h2) Verificarea sectiunii 4:

Verificarea acestei sectiuni la oboseala are in vedere urmatoarele observatii:

Sectiunea de capat a arborelui, de diametru d4, prezinta acelasi tip de concentratori de tensiune – canal pentru pana paralela;

Solicitarea acestei sectiuni este exclusiv de torsiune, cu valoarea momentului corespunzatoare calculata: ;

, unde:

ca – coeficient de siguranta admisibil la oboseala;

ca = 1,5 . 2,5     Se alege: ca = 2

– factor efectiv de concentrare a tensiunilor;


– factor dimensional;

      – factor tehnologic;


, , ,

mm3

N/mm2

– limita de curgere la solicitarea de torsiune

n/mm2

dimensionarea sectiunii 4 este corespunzatoare


5.4.2. Calculul asamblarilor cu pene:

Asamblarile cu pene au rol de fixare si de transmitere a momentelor de torsiune intre arbore si piesele pe care acesta le sustin in miscarea de rotatie. Pentru montajul acestora se recomanda utilizarea unor asamblari cu pene longitudinale, care se preteaza formei arborelui, pinionului si cuplajului si care asigura o serie de avantaje:

capacitatea portabila ridicata;

simplitate constructiva, montare si demontare usoara;

gabarit radical si axial minim;

conditii tehnologice in limite normale.

Dintre tipurile de asamblari cu pene longitudinale cele mai larg utilizate sunt cele cu pene paralele.


a.     Asamblarea cu pana paralela in sectiunea 4:

Imbinarea celor doua componente, arbore – element cuprins – si semicuplaj – ca element cuprinzator – este realizata pe o suprafata cilindrica, prin intermediul unei pene paralele cu ambele capete rotunjite.




Prelevarea datelor cunoscute:

mm

Lungimea zonei cilindrice la contactul arbore –semicuplaj:

mm

Elementele penei:

Latimea penei: b = 16 mm;

Inaltimea penei: h = 10 mm;

Lungimea penei: mm.

Elementele asamblarii :

Adancimea canalului de pana din arbore: mm;

Adancimea canalului de pana din butuc: mm;

Lungimea de calcul a penei: mm.

Verificarea penei:

Verificarea penei la solicitarea de contact (strivire) pe fata laterala plana a acesteia:

N/mm2

– presiunea admisibila de contact pe suprafata laterala a penei;

Se alege = 110N/mm2

Verificarea penei la solicitarea de forfecare, tine seama de suprafata penei situata in planul de separatie arbore – butuc.

N/mm2

N/mm2   Se alege: N/mm2


b.     Asamblarea cu pana paralela in sectiunea 3:

Imbinarea celor doua componente, arbore – element cuprins – si semicuplaj – ca element cuprinzator – este realizata pe o suprafata cilindrica, prin intermediul unei pene paralele cu ambele capete rotunjite.




Prelevarea datelor cunoscute:

mm

Lungimea zonei cilindrice la contactul arbore –semicuplaj:

mm

Elementele penei:

Latimea penei: b = 22 mm;

Inaltimea penei: h = 14 mm;

Lungimea penei: mm.

Elementele asamblarii :

Adancimea canalului de pana din arbore: mm;

Adancimea canalului de pana din butuc: mm;

Lungimea de calcul a penei: mm.

Verificarea penei:

Verificarea penei la solicitarea de contact (strivire) pe fata laterala plana a acesteia:

N/mm2

– presiunea admisibila de contact pe suprafata laterala a penei;

Se alege = 110N/mm2

Verificarea penei la solicitarea de forfecare, tine seama de suprafata penei situata in planul de separatie arbore – butuc.

N/mm2

N/mm2   Se alege: N/mm2


5.3.3. Calculul de alegere si de verificare al rulmentilor:

Pentru rezemarea arborilor se folosesc rulmenti de rostogolire. Criteriul de baza pentru alegerea unui rulment este tipul sarcinii rezultante care actioneaza in reazemul respectiv. Daca in reazeme actioneaza numai incarcarea radiala se recomanda utilizarea rulmentilor radiali.



Cele doua reactiuni radiale rezultante in cele doua reazeme:

N

N

Diametrul interior al rulmentului este identic cu cel determinat pentru fusurile arborelui I.

mm

Se face determinarea fortelor echivalente:

, unde:

V– factor care tine seama de inelul rotativ: V = 1;

X– coeficientul fortei radiale: X = 1;

kt – factorul de temperatura: kt =1;

kd – factorul de dinamicitate: kd = 1,6.

N

Determinarea capacitatii de incarcare necesare:

, unde:

p– exponentul durabilitatii: p = 3,33;

L – durabilitatea

milioane de cicluri

n– turatia arborelui I;

Lh – durata de functionare a rulmentului;

N = 59,81 kN < Ccatalog = 93,4 kN

Se adopta tipul de rulment NU212E, cu dimensiunile D = 110 mm, B = 22 mm,

rs = 1,5 mm, r1s =1,5 mm




loading...


Nu se poate descarca referatul
Acest referat nu se poate descarca

E posibil sa te intereseze alte referate despre:


Copyright © 2020 - Toate drepturile rezervate QReferat.ro Folositi referatele, proiectele sau lucrarile afisate ca sursa de inspiratie. Va recomandam sa nu copiati textul, ci sa compuneti propriul referat pe baza referatelor de pe site.
{ Home } { Contact } { Termeni si conditii }