Memoriu tehnic organe de masini

UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAŞOV

Departamentul Autovehicule și Transporturi Disciplina Organe de Maşini

PROIECT DE AN LA DISCIPLINA Organe de Maşini II

Autor: Vlaicu Daniel Programul de studii: Autovehicule Rutiere Grupa 1132

Coordonatori: Prof. univ. dr. ing. Gheorghe MOGAN/ Silviu BUTNARIU Dr. ing. Silviu POPA

2015

UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAŞOV FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ

Disciplina Organe de Maşini

PROIECT DE AN LA DISCIPLINA Organe de Maşini II

Autor: Vlaicu Daniel Grupa 1132

Coordonatori ştiinţifici: Prof. univ. dr. ing. Gheorghe MOGAN/ Silviu BUTNARIU Dr. ing. Silviu POPA

2015

CUPRINS Introducere ................................................................................................................................ 6 A. MEMORIUL JUSTIFICATIV ................................................................................................ 1. Tematica şi schema structural-constructivă ........................................................................... 1.1. Tematica şi specificaţii de proiectare ......................................................................... 1.2. Schema structural-constructivă .................................................................................. 1.3. Împărţirea raportului de transmitere pe trepte. Parametri cinetostatici ...................... 2. Calculul de predimensionare a angrenajelor .......................................................................... 2.1. Calculul de predimensionare a angrenajului conic .................................................... 2.2. Calculul de predimensionare a angrenajului cilindric ................................................ 2.3. Calculul de predimensionare a arborilor .................................................................... 3. Schema cinematică la scară .................................................................................................... 4. Calculul geometriei angrenajului conic.................................................................................. 5. Calculul geometriei angrenajului cilindric ............................................................................ 6. Calculul de verificare a angrenajului cilindric (cu MDESIGN) ............................................ 8. Calculul forţelor din angrenaje ............................................................................................... 8.1. Schema forţelor .......................................................................................................... 8.2. Forţele din angrenajul conic ...................................................................................... 8.3. Forţele din angrenajul cilindric ................................................................................. 9. Calculul arborilor ................................................................................................................... 9.1. Schema de încărcare a arborelui intermediar ............................................................. 9.2. Calculul de verificare a arborelui intermediar (cu MDESIGN) ................................. 10. Alegerea şi verificarea montajului cu rulmenţi al arborelui intermediar ............................... 11. Alegerea şi verificarea asamblării prin pană paralelă dintre roata conică şi arborele intermediar ............................................................................................................................ 12. Alegerea şi justificarea sistemului de ungere ......................................................................... 13. Alegerea şi justificarea dispozitivelor de etanşare. ................................................................ Bibliogarafie ................................................................................................................................ B. ANEXE ................................................................................................................................... Desenul de ansamblu (secțiune principală, vedere și secţiuni parţiale la scara 1:1) Desenul de execuţie al arborelui de intermediar (la scara 1:1) Desenul de execuţie al arborelui de intrare (la scara 1:1)

1 INTRODUCERE Scopul proiectului de an la disciplina Organe de maşini este să dezvolte abilităţile practice ale studenţilor de proiectare şi sintetizare a cunoştinţelor de mecanică, rezistenţa materialelor, tehnologia materialelor şi reprezentare grafică în decursul anilor I şi II, precum şi modul în care aceştia pot rezolva în mod independent o lucrare de proiectare, pe baza algoritmilor, metodelor specifice şi programelor din domeniu.

Autorul,

MEMORIUL TEHNIC

1. TEMATICA ŞI SCHEMA STRUCTURALCONSTRUCTIVĂ 1.1

TEMATICA ŞI SPECIFICAŢII DE PROIECTARE

Tema de proiectare a unui produs este lansată de către un beneficiar şi reprezintă o înşiruire de date, cerinţe şi condiţii tehnice care constituie caracteristicile şi performanţele impuse viitorului produs. În cazul proiectului de an nr. 2 tema de proiectare, pornind de la necesitatea unor transmisii cu roţi dinţate reductoare adaptabile pentru diverse situaţii practice presupune concepţia şi dimensionarea unui reductor conico-cilindric cu funcţia globală de transmitere a momentului de torsiune şi mişcării de rotaţie de la un arbore de intrare la un arbore de ieşire cu axele perpendiculare în spaţiu (fig. 1.1). Reductorul conico-cilindric este un sistem mecanic demontabil, cu mişcări relative între elemente care are ca parametri de intrare, puterea (momentul de torsiune) şi turaţia arborelui de intrare, şi ca parametrii de ieşire, puterea (momentul de torsiune) şi turaţia arborelui de ieşire. Pe lângă funcţia principală de transmitere a momentului de torsiune şi mişcării de rotaţie prin angrenaje cu roti dinţate se urmăreşte şi îndeplinirea următoarelor funcţii auxiliare: respectarea prevederilor de interschimbabilitate cerute de standardele din domeniu; respectarea condiţiilor de protecţie a omului şi mediului. Pentru proiectarea de ansamblu a dispozitivului de remorcare (fig. 1.2) se impune personalizarea listei de specificaţii cu următoarele cerinţe principale: a. Momentul de torsiune la arborele de intrare, Pi [kW]. b.

Turaţia la arborele de intrare, ni [rot/min].

c. d. e.

Raportul de transmitere al reductorului, ir. Durata de funcţionare impusă, Lh [ore]. Planul axelor roţilor angrenajului conic (PAConic): orizontal (O) sau vertical (V).

f. g.

Planul axelor roţilor angrenajului cilindric (PACilindric): orizontal (O) sau vertical (V) Tipul danturii angrenajului conic (TD): dreaptă (D), curbă în arc de cerc (C) sau curbă eloidă (E).

În tabelul 1.1 se prezintă valorile parametrilor fizici şi geometrici impuse pentru o situaţie practică cerută. Tab. 1.1 Valorile parametrilor de proiectae Nr. crt. 26

Pi [kW] 29

1.2

ni [rot/min] 1000

iR

Lh [ore]

PAConic

PACilindric

TD

15

6000

V

V

C

SCHEMA STRUCTURAL-CONSTRUCTIVĂ

În fig. 1.2 se prezintă schema structural-constructivă generală a reductoarelor conicocilindrice în două trepte. Din punct de vedere funcţional se evidenţiază următoare elemente: I – angrenaj conic ortogonal cu dantură înclinită (curbă); II – angrenaj cilindic cu dantură înclinată; 1I – pinion conic; 2I – roată conică; 1II – pinion cilindric; 2II – roată cilindrică; A1 – A arborele de intrare; A2 – arborele intermediar; A3 – arborele de ieşire; LA1 - lagărul A al A A A arborelui A1; LB1 - lagărul B al arborelui A1; LA2 - lagărul A al arborelui A2; LB2 - lagărul B al A A arborelui A2; LA3 - lagărul A al arborelui A3; LB3 - lagărul B al arborelui A3. Din punct de vedere constructiv, reductorul de turaţie formează un ansamblu compus din subansamble şi elemente constructive. Subansamblele sunt structuri independente, care se evidenţiază printr-un grup compact compus, în configuraţie minimală, din cel puţin două elemente constructive sau din alte subansamble şi elemente constructive, în interacţiune permanentă, formate ţinându-se cont, cu precădere, de tehnologiile de montaj, de întreţinere şi de exploatare. În cazul reductoarelor conico-cilindrice din fig. 1.2 se definesc următoarele subansamble: SC – subasamblul carcasă; SA1 - subansamblul arborelui de intrare, format din pinionul conic (1I) fixat pe arborele de intrare (A1) care la rândul său este fixat pe două lagăre A A (LA1 şi LB1 ), se sprijină pe subansamblul carcasa SC; SA2 - subansamblul arborelui intermediar, format din roata conică (2I) şi pinionul cilindric (1II) fixate pe arborele A A intermediar (A2) care la rândul său este fixat pe două lagăre (LA2 şi LB2 ), se sprijină pe subansamblul carcasa SC; SA3 - subansamblul arborelui de intrare, format din roata cilindrică A

A

(2II) fixată pe arborele de ieşire (A3) care la rândul său este fixat pe două lagăre (LA3 şi LB3 ), se sprijină pe subansamblul carcasa SC.

Fig. 1.1 – Vedere generală a unui reductor conico-cilindric orizontal [http://www.neptun-gears.ro] 12

Fig. 1.2 – Schema structural-constructivă generală

a

b

Fig. 1.3.a-Schema poziţiei relative a intrărilor şi ieşirilor reductorului conico-cilinric orthogonal Fig. 1.3.b- Schema cinematica al reductorului conico-cilinric ortogonal

1.3

ÎMPĂRŢIREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE PE TREPTE. PARAMETRI CINETOSTATICI

Reductorul de turaţie de proiectat are două trepte (angrenaje). În vederea obţineri unei structuri optime (roţile conduse cvasiegale) se impune ca raportul de transmitere al treptei I (angrenajul conic) iI = 0,25 iR = 2,5 [Jula, 1985; Moldovean, 2002]. Raportul de transmitere al treptei a II-a (angrenajul cilindric), iII = iR/ iI = 16/4 = 4.

(1.1) 13

Parametrii funcţionali cinetostatici (turaţia, puterea, momentul de torsiune) la nivelul arborilor reductorului, sunt: n1 = ni = 1000 rot/min, P1 = Pi = 29 kW, Mt1 = Mti = 276929.6009Nmm (arborele A1); n2 = n1/iI = 1000/3.75=266.6 rot/min, P2 = P1 ηI =4*0.96=3.84 kW, Mt2 = Mt1 iI ηI = 276929.6009*3.75*0.96=1007331.4232 Nmm (arborele A2); n3 = n2/iII = n1/(iI iII) = n1/iR =1000/15=66.66 rot/min, P3 = P2 ηII = P1 ηI ηII = 4*0.96*0.97=27.2861 kW, Mt3 = Mt2 iII ηII = Mt1 iI iII ηI ηII = Mt1 iR ηII = 1007331.4232 *4*0.97=3908445.9096 Nmm (arborele A3). În aceste relaţii s-a considerat ηI = 0,96 randamnetul angrenajului conic, ηII = 0,97 randamentul angrenajului cilindric şi ηR = ηI ηII =0.96*0.97= 0,94.

2. CALCULUL DE PREDIMENSIONARE A ANGRENAJELOR 2.1

CALCULUL DE PREDIMENSIONARE A ANGRENAJULUI CONIC 2.1.1.Date de proiectare

a. b.

Turaţia la intrare (pinion), n1 = 1000 rot/min. Puterea la intrare, P1 = 29 [kW] şi din fer. (AEV-C.1) rezultă valoarea momentului de torsiune, Mt1 (T1 ) =

30 π

P

30

4

106 n1= 𝜋 106 1000=276929.6009Nmm. 1

(2.1) c. d.

Raportul de angrenare, u = 3.75. Unghiul dintre axele roţilor, Σ = 90o şi din fer (AEV-C.2.1) se determină semiunghiurile,

Fig. 1.3 – Schema structurală a angrenajului conic ortogonal sin Σ

δ1 = arctg u−cos Σ=14.9314o,δ2 = Σ − δ1 =75.0685o. e. f. g.

Numărul de angrenaje identice în paralel, χ =1. Durata de funcţionare, Lh = 6000 ore. Tipul danturii, curbă în arc de cerc (C).

14

(2.2)

h. Condiţii de funcţionare: maşina motoare – motor asincron; instalaţia antrenată – utilaj tehnologic într-o carieră de piatră, temperatura – (-25…50)oC; caracteristicile mediului – praf şi umezeală ridicată. i. Condiţii ecologice: utilizarea de materiale şi tehnologii eco, reciclarea materialelor, protecţia vieţii.

2.1.2. Alegerea materialului, tratamentelor termice şi tehnologiei Având în vedere că sarcina de transmis este mărită (T1 = 276929.6009Nmm) se adoptă pentru roţile angrenajului oţel de cementare marca 18MoMnNi13(0,18% C; 1.3 % Ni) căruia i se aplică tratamentul de cementare compus din tratamentul termochimic de carburare (îmbogăţirea stratului superficial in C) urmat de tratamentele termice de călire şi revenire joasă. Astfel, se obţin durităţile flancurilor dinţilor 59 HRC pe adâncimea de 08…1,2 mm şi miezului 315 HB. Pentru obţinerea danturii se va dezvolta fluxul tehnologic cu următoarele operaţii: prelucrare dantură prin aşchiere (frezare), cementare şi rectificare dantură. Pentru calculul la contact în funcţie de caracteristicile materialului (σr = 950 MPa, σ02 = 750 MPa, E = 210000 MPa şi ν = 0,3) şi în funcţie de durităţile impuse se adoptă tensiunea limită la contact σHlim = 1530 MPa şi tensiunea limită la încovoiere σFlim = 415 MPa.

2.1.3.Calculul de predimensionare Deoarece relaţiile de dimensionare a angrenajelor la contact şi la încovoiere conţin factori care depind de parametri ce urmează să fie determinaţi, preliminar, se face un calcul de predimensionare. Alegând ca parametru de dimensionare modulul exterior, pentru solicitarea la contact şi pentru solicitarea la încovoiere, acesta se determină cu relaţiile, me =

1 3 2T1 KA Kv KHβ KHα ZE Zε ZH 2 sin Σ √ ( σ ) u sinδ z1 ψd (1−ψd sinδ1 )2 HP 1

1 3 2∗276929.6009∗1.15∗1.3∗1.9∗1.3 190∗0.92∗2.8 2

=16 √

0.6(1−0.6∗𝑠𝑖𝑛14.9314)2

(

1253.75

𝑠𝑖𝑛90°

)

3.75∗𝑠𝑖𝑛14.9314

= 3.0025 mm

(2.3)

şi respectiv, 1 3 2 T1 z1 KA Kv KFβ KFα Yϵ YSa YFa ( σ ) ψd (1−ψd sinδ1 )2 1 FP max

me = z √

==

3 2∗276929.6009∗1∗1.15∗1.13∗1.9∗1.3∗2.3 1.8∗2.3 1 ( 270 ) √ 276929.6009 0.6∗ (1−0.6∗sin14.9314)2 max

= 2.5824mm

(2.4)

unde, z1 = 16, z2 = u z1 = 660, KA=1,15, Kv = 1,3, ψd =0,6, NL1=60 n1 Lh χ = 3.6 .108 cicluri, NL2=60n1 Lh χ /ur = 9.6.108 cicluri, KHβ =1,8, KHα = 1,3, Zε = 0,92, ZH = 2,8, ZE = 190 MPa1/2,

15

SHmin= 1,2, ZN1 = 1, ZN2 = 1, ZN = min (ZN1, ZN2) =1, SHmin = 1,2, σHP = σHlim ZN /SHmin = 1253.75 MPa, KFβ = 1,8, KFα = 1,3, Yε = 0,77, Yβ = 0,93, YSa1=1,8, YSa2=1,8, YFa1 = 2,3, YFa2 = 2,3, SFmin = 1,5, YN1,2 = 1, SFmin = 1,5, YST =2, σFP1,2 = σFlimYN1,2/ SFmin=405*1/1.5=270, Din relaţiile (2.3) şi (2.4) rezultă că solicitarea principală a angrenajului este la contact şi se consideră pentru calcule, în continuare, me = 4.9577 mm. Stabilirea modulului standard sau asociat sculei 𝑚𝑒𝑚𝑎𝑥 = 3.0025𝑚𝑚 𝑚𝑚𝑛 = 𝑚𝑒 (1 − 𝜓𝑑 𝑠𝑖𝑛𝝳𝟏) cos 𝛽𝑚 = 2.7103(1 − 0.6𝑠𝑖𝑛14.9314)𝑐𝑜𝑠35 = 4.061𝑚𝑚 Se adpota din STAS 𝑚𝑚𝑛 = 4.25𝑚𝑚 Pentru dantura curba in arc de cerc se considera: 𝑋𝑠𝑚1,2 = 0 𝑠𝑖 𝑋ℎ𝑚1,2 = 0 Date finale: 𝑚𝑒 = 5.2591𝑚𝑚 𝑑𝑒1 = 80.2262𝑚𝑚 𝑑𝑒2 = 300.1984𝑚𝑚 𝑅𝑒 = 155.2419𝑚𝑚 𝑏 = 48𝑚𝑚

Schema cinematica a angrenajului conic.

16

2.2. CALCULUL DE PREDIMENSIONARE A ANGRENAJULUI CILINDRIC 2.2.1. Date de proiectare a. Turaţia la intrare (pinion), n2 =266.66 [rot/min]. b. Puterea la intrare, P1=29 [kW], M2(T2)=1007331.4232 [Nmm] c. d. e. f. g.

Raportul de angrenare, u=4 Durata de funcţionare, Lh =6000[ore]. Numărul de angrenaje identice în paralel, χ=1 Tipul danturii danturii: inclinata. Parametrii geometrici impuşi (opţional): distanţa dintre axe aw; standardizarea distanţei dintre axe; unghiul de înclinare a danturii; diametrul pinionului, sau modulul danturii. h. Condiţii de funcţionare: tipul transmisiei în care se integrează, tipul maşinii motoare, tipul instalaţiei antrenate, temperatura de lucru, caracteristicile mediului în care funcționează). i. Condiţii ecologice (utilizarea de materiale şi tehnologii eco, reciclarea materialelor, protecţia vieţii)

2.2.2.

Alegerea materialului, tratamentelor termice şi tehnologiei

Având în vedere că sarcina de transmis este mărită (T2 = 1007331.4232 Nmm) se adoptă pentru roţile angrenajului oţel de cementare marca 18MoMnNi13(0,18% C; 1.3 % Ni) căruia i se aplică tratamentul de cementare compus din tratamentul termochimic de carburare (îmbogăţirea stratului superficial in C) urmat de tratamentele termice de călire şi revenire joasă. Astfel, se obţin durităţile flancurilor dinţilor 59 HRC pe adâncimea de 08…1,2 mm şi miezului 315 HB. Pentru obţinerea danturii se va dezvolta fluxul tehnologic cu următoarele operaţii: prelucrare dantură prin aşchiere (frezare), cementare şi rectificare dantură. Pentru calculul la contact în funcţie de caracteristicile materialului (σr = 950 MPa, σ02 = 750 MPa, E = 210000 MPa şi ν = 0,3) şi în funcţie de durităţile impuse se adoptă tensiunea limită la contact σHlim = 1530 MPa şi tensiunea limită la încovoiere σFlim = 415 MPa.

17

2.2.3.

Calculul de predimensionare

Determinarea preliminară a unei dimensiuni (distanţa dintre axe, modulul sau diametrul pinionului), necesară pentru proiectarea formei şi întocmirea schemei de calcul pentru dimensionare şi verificare (etape care nu se pot derula deoarece unii parametrii nu sunt evaluabili la început fiind dependenţi de parametri necunoscuţi). β =110 𝑧1 = 18 𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖 𝑧2 = 72 𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖 KA=1,15, Kv = 1,3, ψd =0,4, NL1=60 n1 Lh χ = 3.6 .108 cicluri, NL2=60n1 Lh χ /ur = 9.4.107 cicluri, KHβ =1,3, KHα = 1,2, Zε = 0,93, ZH = 2.45, ZE = 190 MPa1/2, SHmin= 1,2, ZN1 = 1, ZN2 = 1, ZN = min (ZN1, ZN2) =1, SHmin = 1,2, σHP = σHlim ZN /SHmin =1504.5*1/1.2 =878.75 MPa, KFβ = 1,3, KFα = 1,25, Yε = 0,87, Yβ = 0,93, YSa1=1,75, YSa2=1,75, YFa1 = 2,75, YFa2 = 2,75, SFmin = 1,5, YN1,2 = 1, SFmin = 1,5, σFP1,2 = σFlimYN1,2/ SFmin YST = 266.66 Mpa

Rezistenta la solicitarea de contact: 3

T1 KA Kv KHβ KHα

aw=(𝑢 + 1) √ 3

2ψa uσ2 HB

276929.6009∗1.15∗1.3∗1.3∗1.2

1) √

2

(𝑍𝐸 𝑍𝜀 𝑍𝐻 𝑍𝛽 ) = (4 +

2∗0.4∗4∗3602

(878. 752 ∗ 0.93 ∗ 2.45)2 =218.4128mm

𝑎𝑤 = 218.4128𝑚𝑚 m=5.1391mm 𝑑1 = 87.3651 mm Rezistenta la solicitarea de inconvoiere: 𝑎𝑤 = 3

𝑇1 𝑧1 (𝑢+1)2 𝑌𝑆𝑎 𝑌𝐹𝑎 √ 2ψ cosβ 𝐾𝐴 𝐾𝑉 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝛼 𝑌𝜖 𝑌𝛽 ( 𝜎 ) a 𝐹𝑃 𝑚𝑎𝑥

3

276929.6009∗18∗(4+1)2 2∗0.4∗𝑐𝑜𝑠14

√

= 1.7∗2.7 ) 405 𝑚𝑎𝑥

∗ 1.15 ∗ 1.3 ∗ 1.3 ∗ 1.25 ∗ 0.87 ∗ 0.93 (

𝑎𝑤 = 206.9255𝑚𝑚 m=4.7948mm 𝑑1 = 82.7702𝑚𝑚 Rezulta: 𝑎𝑤 = 218.4128𝑚𝑚 Rezultand din STAS: 𝑎𝑤 = 225𝑚𝑚 𝑚𝑐𝑛 =

2 ∗ 𝑎𝑊 2 ∗ 160 ∗ 𝑐𝑜𝑠𝛽 = ∗ 𝑐𝑜𝑠14 = 5.0610 𝑚𝑚 𝑧1 + 𝑧2 18 + 72 18

= 206.9255mm

Din STAS rezulta 𝑚𝑛 = 5𝑚𝑚 Din considerente tehnologice se va adopta 𝑧1 = 18 𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖 𝑧2 = 72 𝑑𝑖𝑛𝑡𝑖 a= 229.2112 𝛼𝑛 = 20 𝛼𝑡 = 20.3439 𝛼𝑤𝑡 = 17.0616 αwn = 16.7768 𝑥𝑠𝑛 = −0.8146 𝑥𝑛1 =0.03(30-18)=0.36 𝑥𝑛2 = −0.36 Elemente finale: 𝑑𝑤1 = 89.9230𝑚𝑚

𝑑𝑤2 = 359.6920𝑚𝑚 𝑏 𝐼𝐼 = 90𝑚𝑚

2.3. Calculul de predimensionare al arborilor

3

𝑑𝐴1.2 = √

16 ∗ 𝑀𝑇1.2 3 16 ∗ 276929.6009 =√ = 41𝑚𝑚 𝜋 𝜏𝑎𝑡 𝜋 ∗ 20

𝒅𝑨𝟏 = 𝟒𝟏𝒎𝒎 𝒅𝑨𝟐 = 𝟔𝟒𝒎𝒎 3

𝑑𝐴1.2 = √

16 ∗ 𝑀𝑇1.2 3 16 ∗ 1007331.423 =√ = 93𝑚𝑚 𝜋 𝜏𝑎𝑡 𝜋 ∗ 20

𝒅𝑨𝟑 = 𝟗𝟑𝒎𝒎

3.

SCHEMA CINEMATICA LA SCARA 1:1

19

4.

Calculul geometriei angrenajului conic

Fig 4.1:Parametrii geometrici principali ai angrenajului conic şi ai roţilor

20

4.1. Stabilirea si calculul principalelor elemente geometrice al angrenajului conic

4.2. Determinarea vitezei periferice a angrenajului conic 𝜋∗𝑑𝑤 ∗𝑛1

1 V= 60∗1000 =

𝜋∗89.9230∗1000 60∗1000

=4.7059 m/s

21

5.

Calculul geometric al angrenajului cilindric

Fig 5.1 Parametri geometrici ai angrenajului cilindric

5.1. Stabilirea si calculul elemntelor geometric

22

5.2. Determinarea vitezei periferice a angrenajului cilindric 𝜋∗𝑑𝑤 ∗𝑛1

2 V= 60∗1000 =

𝜋∗359.6920∗266.66 60∗1000

=5.01 m/s

23

5.3. Adoptarea treptei de precizie, procedeului de prelucare si rugozitati Procedeu de executie

Clasa de precizie

Rugozitatea flancului Ra [µm]

Mortezare sau frecare ingrijita

8

0.8

5.4 Adobtarea vascozitatii si tipului de lubrifiant  

Vascozitatea: 90 Tipul uleiului industrial TIN: 82 EP

24

Rugozitatea racordarii Ra [µm] 1.6

6.

Calculul de verificare a angrenajului cilindric cu (cu Mdesign)

25

26

27

28

29

8. Calculul fortelor din angrenaje 8.1.

Intocmirea schemei de calcul si stabilirea fortelor

8.1.1. Intocmirea schemei de calcul angrenajului conic

Fig 8.1. Schema fortelor din angrenajelor conice

30

8.1.2. Schema de forte angrenaj cilindric

Fig.8.2.

8.2. Calculul valorii fortelor 8.2.1. Angrenajul conic

𝐹𝑡 =

2𝑇1 2 ∗ 276929.6009 = = 7912.274 𝑁; 𝑑𝑤1 89.9230 𝐹

𝑡 𝐹𝑟1 = 𝑐𝑜𝑠βm (𝑡𝑔𝛼𝑛 𝑐𝑜𝑠𝛿1 ± sin 𝛽𝑚 sin 𝛿1) =

=

1641.3577 (𝑡𝑔20° 𝑐𝑜𝑠14.9314° ± 35° 𝑠𝑖𝑛14.9314° ) = 307.0942𝑁 ° 𝑐𝑜𝑠35 𝐹𝑡

𝐹𝑟2 = 𝑐𝑜𝑠𝛽𝑚 (𝑡𝑔𝛼𝑛 𝑐𝑜𝑠𝛿2 ± sin 𝛽𝑚𝑠𝑖𝑛 𝛿2) = 1641.3577

=

𝑐𝑜𝑠35°

(𝑡𝑔20° 𝑐𝑜𝑠75.0686° ± 35° 𝑠𝑖𝑛75.0685° ) = 588.0235𝑁

31

𝐹𝑡

𝐹𝑎1 = cos 𝛽𝑚 (𝑡𝑔 𝛼𝑛 𝛿1 ± 𝑠𝑖𝑛𝛽𝑚 𝑐𝑜𝑠𝛿1) ==

7912.2743 𝑐𝑜𝑠35°

(𝑡𝑔20° ∗ 14.9314° ± 35° ∗

14.9314° ) =588.0235N 𝐹𝑎2 =

𝐹𝑡 (𝑡𝑔𝛼𝑛 sin 𝛿2 ∓ sin 𝛽𝑚𝑐𝑜𝑠 𝛿2) = (𝑡𝑔20 ∓ 𝑠𝑖𝑛35° cos75.0685) = 2352.0942N cos 𝛽𝑚

Mt2=Mt2*u =1007331,423*3.75= 3777492,825Nmm

8.2.2.Angrenajul cilindric 𝐹𝑡 = 𝐹𝑟 =

2𝑇2 2 ∗ 1007331.432 = = 5601.0777𝑁 𝑑𝑤2 359.6920

2𝑇2 2 ∗ 1007331.432 𝑡𝑔 𝛼𝑤𝑡 = ∗ 𝑡𝑔18.2168 = 6876.0327𝑁; 𝑑𝑤2 359.6920 𝐹𝑎 =

2𝑇2 2 ∗ 1007331.432 𝑡𝑔𝛽 = ∗ 𝑡𝑔14° = 3950.4844𝑁; 𝑑𝑤2 359.6920

𝐹𝑛 = √𝐹𝑟2 + 𝐹𝑡2 + 𝐹𝑎2 = √307.09422 ∗ 5601.07772 ∗ 3950.48442 = 9858,6563𝑁 Mt2=4029325,692Nmm

32

9. Calculul arborilor 9.1.

Schema de incarcare a arborelui intermediar

Fig.9.1. 9.2.

Calcul de verificare a arborelui intermediar

Diametrul rulmentului pentru acest arbore se alege in functie de diametrul arborelui. 𝑑2𝑟𝑢𝑙 = 𝑑𝐴2 𝑠𝑡𝑎𝑠 − 6 𝑚𝑚 = 65.582 − 6 = 58𝑚𝑚 Se adopta rulmentul STAS 𝑑2𝑟𝑢𝑙 𝑆𝑇𝐴𝑆 = 60𝑚𝑚 D=95mm; T=27 mm; a=20mm; dB=67mm Simbol rulment: 33012

33

Calculul pe tronsoane al arborelui intermediar Tonsonul 1:𝐿1 = 35𝑚𝑚 ; 𝑑1 = 60 𝑚𝑚𝑚 Tronsonul 2: 𝐿2 = 59𝑚𝑚; 𝑑2 = 66𝑚𝑚 Pe tronsonul 2 se afla canalul de pana ales STAS Tronsonul 3:𝐿3 = 6𝑚𝑚; 𝑑3 = 70𝑚𝑚; Tronsonul 4: 𝐿4 = 48𝑚𝑚 𝑑4 = 83𝑚𝑚 Tronsonul 5: 𝐿5 = 6𝑚𝑚; 𝑑 5 = 67𝑚𝑚 Tronsonul 6:𝐿6 = 28𝑚𝑚; 𝑑6 = 60𝑚𝑚;

Verificarea calculelor cu pachetul Mdesign

34

35

36

37

38

9.3 Calculul si schema arborelui de intrare

Fig.9.2 39

9.4 Calculul si schema arborelui de iesire

10.

Alegerea rulmentilor

10.1 Alegerea rulmentului Arborelui de intrare 𝑑𝑟𝑢𝑙 𝑆𝑇𝐴𝑆=45 mm D4=45mm D=85 D3=D4-3mm=42mm B=19 D2=D3-3mm=39 mm A=37 D1=D2-4mm=35mm 𝑑𝑎=52 D5=D4-2mm=43mm 𝑆𝑖𝑚𝑏𝑜𝑙: 7209−𝐵−𝑇𝑉𝑃 D3-4 =39mm D6=D4=45mm D7=D6+5mm=50mm D7D4=D3 Daca D3 > df1, D4=df1 -2mm D5=df1 L5=b1=48mm D7=D1=55mm ; D6=D7+6mm=62mm

10.3Alegerea rulmentului arborelui de iesire 𝑑𝑟𝑢𝑙 𝑆𝑇𝐴𝑆=65mm D=110 B=22 Da=69 Simbol: 6212 Configurarea arborelui de iesire D3=65mm D2=D3-3mm=62mm D1=D2-5mm=57mm D4=D3+3mm=68mm D5=D4+3mm=71mm L5=lungimea butucului rotii cilindrice-1mm D6=D5+5mm=76mm D9=d3=65mm Daca D6D9+10mm Atunci D7+D8+1mm D7+71mm

41

BIBLIOGRAFIE 1. Jula, A. ş.a. Organe de maşini, vol. I,II. Universitatea din Braşov, 1986, 1989. 2. Mogan, Gh. ş.a. Organe de maşini. Teorie-Proiectare-Aplicații, Ed Universității Transilvania din Braşov, 2012 (format electronic: www.mg.rrv.ro, user name: student; password: mogan). 3. Moldovean, Gh. ş.a. Angrenaje cilindrice şi conice. Calcul şi construcţie. Ed. LuxLibris, Braşov, 2001. 4. Moldovean, Gh. ş.a. Angrenaje cilindrice şi conice. Metodici de proiectare. Ed. LuxLibris, Braşov, 2002. 5. Rădulescu, C. Organe de maşini, vol. I, II, III. Universitatea Transilvania din Braşov, 1985. 6. *** Culegere de norme şi extrase din standarde pentru proiectarea elementelor componente ale maşinilor, vol. I. şi II. Universitatea din Braşov, 1984.

42

DESENE Desenul de ansambl (secțiune principală, vedere și secţiuni parţiale la scara 1:1)

43

Tabel de componenta Nr 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31

Denumire Carcasainferioara Carcasaintermediara Carcasasuperioara Capac arbore intermediar Busonulei Capac arbore iesire Capac arbore iesire Surub M6capac arbore iesire Surub M6 capac arbore intermediar Surub M8 carcasascurt Piulita M8 Capac de vizitareplexiglass SurubcapacvizitareM6 Capac verificarenivelbaie de ulei Capac arbore intrare Surub M6 capac arbore intrare Surub M6 fixarecapac Piulita M6 capac arbore intrare Roatadintatacilindrica Arbore iesire Rulment radial cu bine Distantier arbore iesire Distantier arbore iesire Roatadintataconica Arbore intermediar Rulment radial axial cu role conice Distantier arbore intermediar Rulment radial axial cu bile Arbore intrare Pahar arbore intrare

44

Desenul de execuţie al arborelui de intrare (la scara 1:1)

Desenul de execuţie al arborelui de intermediar (la scara 1:1)

45

46