Proiectarea Unui Reductor de Turatie Cu o Treapta Cu Roti Cilindrice Cu Dintii Inclinati

Tema proiectului

Sa se proiecteze un reductor cu angrenaj cilindric cu dinti inclinati pt urmatoarele date: P=2,5 kW n=1250 rpm i=2,4 raport de transmisie Miscarea la reductor se transmite de la motorul electric printr-o transmisie cu curele trapezoidale inguste.

Capitolul 1. Memoriul

tehnic

1.1. Consideratii generale Reductoarele pot fi de uz general sau speciale. Reductoarele de uz general au un singur lant cinematic – deci un raport de transmitere unic – si o carcasa independenta si inchisa. In categoria reductoarelor de uz general nu intra reductoarele cu angrenaje conice si melcate ce au axele in alta pozitie decat orizontala sau verticala si respectiv unghiul dintre axe diferit de 90°. Reductoarele pot fi cu una, doua sau mai multe trepte de reducere, construite fie ca subansamble izolate, fie ca, facand parte din ansamblul unei masini. In functie de pozitiile relative ale arborelui motor si condus reductoarele se construiesc cu roti dintate cilindrice (cand cele doua axe sunt paralele sau coaxiale), cu roti conice si roti pseudoconice (cand cei doi arbori sunt concurenti sau incrucisati) sau in combinatii de roti conice sau angrenaje melcate cu roti cilindrice (la rapoarte de transmitere mari). Reductoarele cu angrenaje cilindrice sunt cele mai raspandite datorita gamei largi de puteri si rapoarte de transmitere ce se pot realiza cu ajutorul lor cat si a posibilitatii tipizarii si executiei in uzine specializate. Reductoarele cilindrice sunt standardizate si tipizate. Sunt standardizate distanta intre axe, raportul de transmitere si dimensiunile principale, ceea ce permite fabricarea in serie a carcaselor si utilizarea la reductoare de diverse puteri si rapoarte de transmitere. Reductoarele cu angrenaje cilindrice pot fi construite cu roti dintate cilindrice cu dinti drepti, inclinati sau in V, cu dantura exterioara si, foarte rar, cu dantura interioara. Felul danturii depinde de viteza periferica a rotii si de destinatia transmisiei. Rotile dintate cilindrice cu dinti drepti se recomanda: la viteze periferice reduse, cand nu apar socuri si zgomot, in cazul in care nu se admit forte axiale in arbori si lagare; la cutii de viteze cu roti deplasabile etc. Rotile dintate cilindrice cu dinti inclinati si in V se recomanda la angrenaje silentioase si la viteze periferice mari. Rotile dintate cu dinti in V se folosesc, de preferinta, la reductoarele cu dimensiuni mari pe cand cele cu dinti drepti si inclinati la reductoarele si mijlocii. In general se prefera rotile dintate cu dinti drepti, din cauza tehnologiei si a montajului lor mai simplu. Reductoarele cu o treapta au la baza angrenaje cilindrice, conice sau pseudoconice si melcate montate in carcase Reductoarele, dupa tipul angrenajului, pot fi: cilindrice, conice, elicoidale, pseudoconice, melcate sau combinate. Dupa pozitia arborilor reductoarele pot fi : orizontale, verticale si inclinare a. Reductoare orizontale : cu pozitia orizontala a axelor si cu planul de operare al carcasei in planul arborilor. El este cel mai avantajos de utilizat datorita faptului ca se realizeaza o ungere buna a angrenajelor, iar din punct de vedere constructiv este mai usor de realizat. Carcasa turnata din fonta are avantajul ca se comporta mai bine la vibratii si se realizeaza pentru serii mici de lucru. b. Reductoare verticale : cu pozitia in plan vertical al axelor. Acesta are dezavantajul faptului ca nu are loc la motor iar ungerea se realizeaza mai greu. c. Reductorul inclinat : cu pozitia in planinclinat a axelor. Acesta are dezavantajul faptul ca ungerea se realizeaza destul de greu. Dupa pozitia axelor rotilor dintate distingem reductoare cu axe fixe si reductoare cu axe mobile (reductoare diferentiale si reductoare planetare). 1

Reductoarele cu roti dintate au o larga utilizare datorita avantajelor pe care le prezinta: raport de transmitere constant, posibilitati de realizare a unor transmisii cu incarcari de la cativa newtoni la incarcari foarte mari, gabarit redus si randement ridicat, intretinere simpla si ieftina etc. Ca dezavantaje se mentioneaza: cost relativ ridicat, executie si montaj de precizie, producerea de zgomot, socuri

1.2. Partile componente ale reductorului Componentele reductorului cu o singura treapta sunt urmatoarele:  Carcasa reductorului: se compune in general din doua parti, corp si capac, ansamblate intre ele prin stifturi de centrare si prin suruburi de fixare. Stifturile din centrare sunt necesare pentru asigurarea unei pozitii precise a capacului in raport cu corpul reductorului. De cele mai multe ori carcasa este realizata prin turnare avand prevazute nervure de ridigizare si racier. In cazul unor unicate sau serii mici de fabricatie carcasa se poate realize si prin sudare.  Arborii: sunt realizati de obicei cu sectiune variabila ( in trepte), avand capetele cu diametru si lungimea standardizata, prevazuta cu pene pentru transmiterea momentului de torsiune. Arborele pe are se introduce micsorarea in redactor se poate executa impreuna cu pinionul cilintric, cu pinionul conic sau cu melcat motor de reducere a gabaritului si cresterii rezistentei pinionului. Orice reductor are un arbore de intrare si unul de iesire. La reductoarele cu mai multe trepte exista si arbori intermediari. Arborii pot si orizontal sau verticali in functie de tipul si pozitiarelativa a angrenajelor, locul de utilizare a reductorului, etc.  Rorile dintate: sunt montate pe arbori prin intermediul unor pene paralele si fixate axial cu ajutorul umerilor executati pe arbori, cu bucse distantiere, etc. In cazul cand dantura se executa prin material deficitar se recomanda executarea rotii din doua materiale.  Lagarele: in general sunt cu rastogolire, folosind rulmenti cu bile sau cu role. Uneori, la turatii mici, reductoarele se pot realize si cu lagare cu alunecare. Ungerea rulmentiilor se poate realize cu ajutorul uleiului din redactor sau cu vaselina destinata in acest scop. Reglarea jocului din rulmenti se face prin intermediul capacelor sau piulitelor speciale pentru rulmenti, tinand seama de sistemul de montare in 0 sau in X.  Elemente de etansare: utilizate mai frecvent in cazul reductoarelor, sunt mansetele de rotatie cu buza de etnas are si inele din pasla.  Capacele: servesc la fixarea si reglarea jocului din rulmenti, la asigurarea etansarii, fiind prinse in peretele reductorului cu ajutorul suruburilor.  Dispozitive de ungere: sunt necesare pentru asigurarea ungerii cu ulei sau vaselina a rulmentiilor, uneori chiar a angrenajelor cand nici una din rotile dintate nu ajunge in baia de ulei. Conducerea lubrifiantului la locul de ungere se realizeaza folosind diverse constructii de dispozitive de ungere ( canalede ungere, ungatoare, roti de ungere, inele de ungere, lant de ungere, etc.)  Indicatorul nivelului de ulei: din reductor, in cele mai multe cazuri este executat sub forma unei tije pe care sunt marcate nivelul maxim respectiv minim al uleiului. Exista si indicatoare care functioneaza pe principiul vaselor comunicante, realizate pe baza unui tub transparent care comunica cu baia de ulei.  Elemente pentru ridicarea reductorului: si manipularea lui sunt realizate sub forma unor inele de ridicare cu dimensiuni standardizate si fixate in carcasa prin ansamblarea filetata. 2

1.3. Variante constructive. Varianta 1 : Este un reductor cu putere de transmitere mare prezentat în figura 1, cu gabarit mare. Rezemarea arborilor se face pe o pereche de rulmenti radiali-axiali cu bile pentru roata condusă, iar rezemarea pinionului se face pe o pereche de rulmenti radiali-axiali cu bile pe un singur rând.

Fig 1.1

Fig 1.2 Schema cinematică Varianta 2 : Este prezentat un reductor cu dinti drepti, în figura 2, cu o singură treaptă de reducere. Este o variantă simplă usor de realizat având un gabarit redus. Pentru 3

varianta aceasta se pot folosi si roti cu dinti înclinati. Sprijinirea arborilor se face pe rulmenti radiali cu bile pe un singur rând.

Fig 2.1

Fig 2.2 Schema cinematică

Se alege varianta constructivă 2, deoarece corespunde cerintelor temei, adică o putere de transmitere mică, si tot odată este o variantă economică având un gabarit redus, simplu de realizat care nu implică conditii speciale de executie.

4

1.4. Lubrifianti La angrenajele cu roti dintate cilindrice tipul ungerii care se realizează în aceste angrenaje depinde de : geometria danturii, marimea alunecărilor specifice, sarcina, rugozitatea si duritatea flancurilor, lubrifiant. Astfel, ungerea poate fi : mixtă, la limită, elastohidrodinamică sau chiar hidrodinamică. Angrenajele din reductoare se ung prin barbotare în baie de ulei. În acest scop câte o roată dintr-un angrenaj este introdusă în baia de ulei până la înăltimea unui dinte însă cel putin 10 mm si fără a depăsi de 6 ori modulul. Perioada de schimbare a uleiului este de 1000 – 5000 ore de functionare. La reductoare noi, rodate, uleiul se schimbă după 200 – 300 ore de functionare. Într-o cuplă de frecare lubrifiantul are următoarele functii principale : reducerea frecării si uzării ; protectia suprafetelor cuplei de frecare împotriva oxidării ; eliminarea din zona de contact a particulelor desprinse prin uzare ; evacuarea căldurii din zona de contact ;

1.5. Norme de tehnica securitătii muncii La lucrul sau la exploatarea reductorului va trebui să se ţină seama de următoarele prevederi cu privire la norme de muncii:  La aparitia unei defectiuni se va retrage dispozitivul din lucru şi se va înlocui piesa defectă;  Este de preferat ca muchile şi colturile să fie teşite pentru a diminua riscul unor accidente;  Este preferat ca elementele mecanisului să se vopsească pentru a nu ruginii.  Trebuie respectate întocmai regulile de întretinere a dispozitivului;  În timpul manipulării reductorului se va evita stationarea sub sarcină.  Zonele în care există organe de rotatie în mişcare se vor proteja cu ajutorul unor apărători.  Nu se va deschide capacul de vizitare în timpul lucrului.  Înainte de începerea lucrului se verifica nivelul de ulei al reductorului.  Ridicarea şi transportul reductorului se face cu mijloace de ridicat şi transport adecvate.  Reductorul nu are voie să functioneze decât dacă are toate accesoriile montate.  Se interzice reglarea jocului din rulmenti în timpul functionării reductorului, apărând posibilitatea de distrugere a angrenajelor.  Se va evita pătrunderea diferitelor obiecte prin capacul de vizitare.

1.6. Montarea si demontarea reductorului Montarea reductorului se va face astfel: − se montează capacul de vizitare pe capacul reductorului; − se monteaza subansamblele arbori–roţi dinţate–rulmenţi, rulmenţii si roţile dinţate fiind montati pe arbori; − se montează capacul reductorului impreuna cu şuruburile de asamblare a carcasei; 5

− se montează capace laterale împreună cu garniturile de etanşare sau plăcuţele de reglare si se prind cu şuruburi. Demontarea se va face pe subansamble şi repere în următoarea ordine: − se deşurubează dopul de golire pentru scurgerea lubrifiantului din baia de ulei; − se demontează şuruburile capacelor laterale şi se scot aceste capace împreună cu garniturile de etanşare sau plăcuţele de reglare; − se demontează şuruburile de asamblare a carcasei şi se separă capacul reductorului; − se scot subansamblele arbori–roţi dinţate–rulmenţi, fără a demonta roţile dinţate şi rulmenţii de pe arbori; − se demontează capacul de vizitare;

6

Capitolul 2. MEMORIUL DE CALCUL Schema cinematica a transmisiei:

2.1.Alegerea valorii medii ale randamentelor

 t   l2  a  c

 t  0.899

 l  0.993 randamentul lagarelor  a  0.97

randamentul angrenajului

 c  0.94 randamentul transmisiei prin curele Aleg raportul de transmitere al reductorului i12 = 1.69; i 2.4 itot  i12  iC  iC  tot   iC  1,42; i12 1.69

iC  ic max  2; itot  2.4. itot - raportul de transmisie total i12 - raportul de transmisie al reductorului iC – raportul de transmisie a curelei trapezoidale 2.2. Calculul turatie arborilor reductorului.

n1 

n iC



1250  880 [rot / min] 1,42

turatia arborelui 1

7

n2 

n itot



1250 n2  520.8 [rot / min] 2.4

turatia arborelui 2

2.3. Calculul puterilor pe arbori.

P1  P  c  2,5  0,94  2,35 [kW ]

puterea arborelui de intrare

P2  P  m  2,5  0,899 P2  2.2475 [ KW ]

puterea arborelui de iesire

2.4. Calculul momentelor de torsiune pe arbori. 30  10 6 P1 30  10 6 2.35 M t1      25500.96 [ Nmm ] momentul de torsiune pe arborele de intrare  n1  880 M t 2  M t1   a   l2  i12  25500,96  0,97  0,9932  1,69 M t 2  41220,52 [ Nmm ] momentul de torsiune pe arborele de iesire

2.5. Alegerea preliminara a materialelor arborilor si a rotilor dintate1

Am ales ca material 40Cr10

Materialul

Grupa

Simbolul

Oţeluri aliate de îmbunătăţire

40Cr10

Solicitari limita

Tratamentul termic

Duritatea dintelui HB [MPa]

I

2500-2900

ζHlim

ζFlim

0,15HB+300 =735 [MPa]

0,057HB+385 =550[MPa]

2.6. Factori Se alege  = 8 - unghiul de înclinare a danturii pe cilindrul de divizare (pentru reductoare  = 8...12 ). Profilul cremalierei generatoare:  = 20 - unghiul de presiune de referinţă în plan normal; h *a = 1 - coeficientul înălţimii capului de referinţă; c * = 0,25 - coeficientul jocului la capul dintelui de referinţă.

1

Formulele de calcul sunt luate din: REDUCTOR DE TURAŢIE CU O TREAPTĂ, autor Vasile Palade, pag. 8-16

8

-

-

Factorul de elasticitate al materialului rotilor: N Z E  189,8 mm 2 Factorul înclinării dinţilor. Z   cos   cos 8

-

Z  = 0,995

Factorul zonei de contact: Z H  2,49  Z   2,49  0,995  2,478

2.7. Valori necesare calcului angrenajului -tensiunea admisibila la solicitarea de contact:

 HP 

 H lim

 Z N Z L Z R ZV ZW Z X S HP in care: ζHlim = 735 MPa - tensiunea limita la solicitarea de contact; SHP = 1,15 - coeficientul de siguranţă minim admisibil pentru solicitarea de contact; ZN = 1 - factorul de durabilitate; ZL = 1 - factorul de ungere; ZR = 1 - factorul de rugozitate, pentru danturile rectificate; ZV = 1 - factorul de viteză; ZW = 1- factorul de duritate al flancurilor; ZX = 1 - factorul de dimensiune.  735  HP  H lim  Z N Z L Z R Z V Z W Z X   639 MPa. S HP 1.15 -tensiunea admisibilă la solicitarea de încovoiere:

 FP 

 F lim S FP

 YN Y YRYX

unde: ζ Flim =550[MPa] - tensiunea limită la solicitarea de încovoiere; SFP = 1,25 - coeficientul de siguranţă minim admisibil pentru solicitarea de încovoiere; YN = 1 - factorul de durabilitate la încovoiere; YR ≈ 1 - factorul rugozităţii racordării dintelui pentru roţi rectificate; YX =1 - factorul de dimensiune, în funcţie de modulul normal al roţii; Yδ = 1,1 - factorul de sprijin.

 FP 

 0 lim S FP

 YN Y YRYX 

550 1,1  484MPa. 1,25

-pentru solicitarea de contact: K H  K A KV K H K H unde: KA = 1,25 - factorul de utilizare; KV = 1,5 - factorul dinamic; KHα = 1 - factorul repartiţiei frontale a sarcinii la solicitarea de contact; 9

KHβ = 1,5 - factorul repartiţiei sarcinii pe lăţimea danturii la solicitarea de contact. K H  K A KV K H K H  1,25  1,5  1  1,5  2,81 . -pentru solicitarea de încovoiere: K F  K A KV K F K F unde: KA = 1,25 - factorul de utilizare; KV = 1,6 - factorul dinamic; KFα = 1 - factorul repartiţiei frontale a sarcinii la solicitarea de incovoiere; KFβ = 1,5 - factorul repartiţiei sarcinii pe lăţimea danturii la solicitarea de incovoiere. K F  K A KV K F K F  1,25  1,5  1  1,5  2,81 .

2.8. Calculul de predimensionare - alegerea numarului de dinti: Se alege z1=27 pentru ca sa nu apara interferenta z 2 = z1  i12  27  1.69  46

- alegerea coeficientului de lăţime al danturii, Ψa: 2  d 2  0.4   0,297 u  1 1.69  1 - distanţa minimă necesară între axe, a: a 

a min  u  13

M t 2 K H Z H Z E Z  Z  

2

2 2u 2 a HP

unde: Mt2 = 41220,52 [Nmm] - momentul de torsiune la roata condusă; ZH – factorul zonei de contact; 2  cos  b ZH   2,474 sin  t cos  t

 t  arctg

tg n  20,18076 - unghiul profilului în plan frontal; cos 

 n  20;  b  7,51466 - unghiul de inclinare al dintelui pe cilindrul de baza: sin  b  sin   cos  n ; ZE = 189,8 [MPa]1/2 - factorul de material; Zε = 1 - factorul gradului de acoperire; Z  = 0,995 - factorul de înclinare al dinţilor.

10

a min  u  1

3

M t 2 K H Z H Z E Z  Z  

2

2 2u 2 a HP

41220,52  2,81  2,474  189,8  0,995  1,69  1  89,23mm 2  1,69 2  0,297  639 2 2

3

 aw  90 mm. - modulul normal, mn: Se calculează modulul normal minim, mnmin:

mn min 

2  a w  cos  2  90  cos 8   3,90 z1 1  u )  27  1,69

 mnSTAS  4 mm -Modulul în secţiune frontală. mt 

mn 4   4,039 mm cos  cos 8

-Unghiul normal al cremalierei din secţiune frontală. tg t 

tg n tg 20   0,3675 cos  cos 8

-Diametrele de divizare.

d1  mt  z1  4,0393  27  109,061 mm d 2  mt  z 2  4,0393  46  185,808 mm - Raportul de angrenare. u

z 2 46   1,7 z1 27

- Diametrele cercurilor de cap

d a1  d1  2  ha*  mn  109,061  2  1  4  117,061 mm d a 2  d 2  2  ha*  mn  185,808  2  1  4  193,808 mm - Diametrele cercurilor de picior.

  2  m h

  c   193,808  2  41  0,25  183,808 mm

d f 1  d1  2  mn ha*  c *  109,061  2  41  0,25  99,061 mm d f 2  d2

n

* a

*

11

- Diametrele cercurilor de rostogolire.

d w1  d1  109,061 mm d w2  d 2  185,808 mm - Diametrele cercurilor de baza.

d b1  d w1  cos  t  109,061 cos 20,18076  102,365 mm d b 2  d w2  cos  t  185,808  cos 20,18076  174,401 mm -Inaltimea dintelui.





h  mn 2  ha  c   42  1  0,25  9 mm -Distanta dintre axe

a

d w1  d w2 109,061  185,808   147,4345 mm 2 2 -Unghiul de presiune la capul dintelui

 a1  arccos

d b1 102,365  arccos  29,019 d a1 117,061

 a 2  arccos

d b2 174,401  arccos  25,859 d a2 193,808

-Latimea rotilor

b2   a  a  0,297  147,4345 b1  b2  1  m  44  4

b2  44 mm 

b1  48 mm 

 a  factorul latimii danturii -Gradul de acoperire



1 z1tg a1  z 2 tg a 2  z1  z 2 tg t   b2  sin  2   mn

1 27  tg 29,019  46  tg 25,859  27  46  tg 20,18076  44  sin 8 2  4   2,149   1,1 conditie indeplinita 1 z1tg a1  z 2 tg a 2  z1  z 2 tg t  a  2 1 27  tg 29,019  46  tg 25,859  27  46  tg 20,18076  1,66 a  2



12

- randamentul angrenării, ηa

Randamentul unei trepte cu roţi dinţate cilindrice se determină cu relaţia:  a  a  1 1    0,09  1,66  1 1       1       0,994 f  cos   z1 z 2  5  cos 8  27 46  unde : f = 5 pentru angrenaje cilindrice cu dinti inclinati; μa =coeficient de frecare=0.09 a  1 

2.9. Calculul fortelor care actioneaza in angrenaj 2.9.1. Forta normala. -Pentru arborele 1 2  M t1 2  25500,96 Fn1   d w1  cos  0  cos  109,061 cos 20  cos 8 - Pentru arborele 2 2  M t2 2  41220,52 Fn 2   d w 2  cos  0  cos  185,808  cos 20  cos 8

Fn1  502,55 N

Fn1  476,8 N

2.9.2. Forta tangentiala, forta axiala, forta radiala.

Ft1  Ft 2 

2  M t1 2  25500,96   467,64 [ N ] d w1 109,061

Fa1  Fa 2  Ft1  tg  467,64  tg 8  65,72 [ N ] Fr1  Fr 2 

Ft1 467,64  tg 0   tg 20  171,88[ N ] cos  cos 8

2.10. Predimensionarea arborilor Predimensionarea arborilor se face pe baza capatului de arbore: STAS 8724/3-74: Arborele 1: Mt1 = 25,5 Nm => dI = 30 mm; Arborele 2: Mt2 = 41,22 Nm => dII = 35 mm;

13

2.11. Calculul transmisiei cu curele trapezoidale.

- Diametrului primitiv al roţii mici Dp1

D p1STAS  63 [mm] - Diamentrul primitiv al rotii mari.

D p 2  ic  D p1  D p 2 STAS  90 [mm] - Diametrul mediu al rotilor de curea D pm 

D p1  D p 2 2

D pm  76.5 [mm]

- Distanta dintre axe (preliminară)

0.7  ( D p1  D p 2 )  A  2  ( D p1  D p 2 ) A  194 [mm] - Lungimea primitivă a curelei

L p  2  A    D pm 

( D p 2  D p1 ) 2 4 A

 629 [mm]

- Distanta dintre axe (calcul de definitizare) A  p  p2  q A  194.27 [mm]

p  0.25  L p  0.393  ( D p1  D p 2 )  97.371 q  0.125  ( D p 2  D p1 ) 2  91.125 - Unghiul dintre ramurile curelei:

  2  arcsin

D p2  D p1 2A

 7.97 o

14

L p  630 STAS 7195  76

- Unghiul de înfăşurare: β1 = 180o − γ = 172.03o; β2 = 180o + γ = 187.97o. - Calculul numărului de curele (preliminar)

z0 

CF  P 1,1  2,5  z 0  3,24 C L  C   P0 0,82  0,976  1,1

C L  0.82 coeficient de lungime C   0.976

coeficient de in fasurare

C F  1.1 coeficient de fuctionare P0  1.1 [kW ] puterea transmisa de o curea - Coeficientul numărului de curele C Z  0.95

- Numărul de curele (definitiv) z

z0 Cz

z  3,4 se alege z  4

- Viteza periferica a curelei v

D p1  n 19100

 4,12m / s;

- Dimensiuni ale curelei trapezoidale

Tip curea

lp [mm]

h [mm]

α [o]

SPZ

8,5

8

40±0,1

15

Sectiunea curelei Ac [cm2] 0,54

- Dimensiunile si abaterile limita ale sectiunilor canalelor rotilor de curea

Sectiunea canalului Z

lp

nmin

mmjn

f

e

8,5

2,5

9

8±1

12±0,3

2.12.Calculul reactiunilor pe arbori

16

α 38o±1o

r 34o±1o

0,5

r1

Fa

Fr In plan orizontal

H1

H2 b/2

b/2

Ft In plan vertical V1

V2 b/2

b/2

2.12.1 Reactiunile pe verticala pentru arborele 1 Ft1  b / 2 467,64  53,5  V1  233,82 N  mm b 107 F  b / 2 467,64  53,5 V2  t 1  V2  233,82 N  mm b 107 b  107mm V1 

2.12.2 Reactiunile pe orizontala pentru arborele 1 Fr1  b / 2  Fa  r1 171,88  53,5  65,72  54,5305  b 107 H 1  119,43 N  mm H1 

Fr1  b / 2  Fa  r1 171,88  53,5  65,72  54,5305  b 107 H 2  52,44 N  mm H2 

R1  V12  H 12

R1  262,55 N  mm

R2  V22  H 22

R2  239,62 [ N  mm]

17

2.12.3 Determinarea momentelor incovoietoare pentru arborele 1

b M iV 1  12509,37 N  mm 2 b M iV 2  V2  M iV 2  12509,37 N  mm 2 b M iH 1  H 1   Fa  r1 M iH 1  9973,25 N  mm 2 b M iH 2  H 2   Fa  r1 M iH 2  778,2 N  mm 2 M iV max  12509,37 N  mm M iV 1  V1 

M iH max  9973,25 N  mm M i max  M iV max  M iH max 2

2

M i max  15998,44 N  mm

2.12.4 Reactiunile pe verticala pentru arborele 2 r2

Fa

Fr In plan orizontal

H1

H2 b/2

b/2

Ft In plan vertical V1

V2 b/2

b/2

Ft1  b / 2 467,64  54  V1  233,82 N  mm b 108 F  b / 2 467,64  54 V2  t1  V2  233,82 N  mm b 108 b  108 mm V1 

18

2.12.5 Reactiunile pe orizontala pentru arborele 2

Fr1  b / 2  Fa  r2 171,88  54  65,72  92,904  H 1  142,47 N  mm b 108 F  b / 2  Fa  r2 171,88  54  65,72  92,904 H 2  r1  H 2  29,4 N  mm b 108 H1 

R1  V12  H 12

R1  273,8 N  mm

R2  V22  H 22

R2  235,66 [ N  mm]

2.12.6 Determinarea momentelor incovoietoare pentru arborele 2

b M iV 1  12626,28 N  mm 2 b M iV 2  V2  M iV 2  12626,285 N  mm 2 b M iH 1  H 1   Fa  r2 M iH 1  13799 N  mm 2 b M iH 2  H 1   Fa  r2 M iH 2  1587,73 N  mm 2 M iV max  12626,28 N  mm M iV 1  V1 

M iH max  13799 N  mm M i max  M iV max  M iH max 2

2

M i max  18703,88 N  mm

2.13. Alegerea si calculul de verificare a rulmentilor -Alegerea rulmentilor -Alegerea rulmentilor

Am adoptat rulmenţi radiali – axiali cu bile pe un rând: Pentru dI = 35mm vom alege rulmentul cu seria 7207B. D =72mm; T = 17mm; C = 29700 N; C0 = 20100N. Pentru dII = 40mm vom alege rulmentul cu seria 7208B. D =80mm; T = 18mm; C = 35500 N; C0 = 25100N. 19

- Calculul de verificare a rulmentilor arborelui 1

C  P3 L ; 60  n1  Lh  1056 milioane de rotatii; 10 6 P  încãrcarea radialã a rulmentului; L1 

Lh  20000h;

P1  R1, 2  262,55 [ Nmm ]; P1 3 L1  2,673 [kN ]  C1  29,7 [kN ]. - Calculul de verificare a rulmentilor arborelui 2

C  P3 L ; 60  n2  Lh  624,96 milioane de rotatii; Lh  20000h; 10 6 P  încãrcarea radialã a rulmentului; L2 

P2  R3, 4  273,8 [ Nmm ]; P2 3 L2  2,34 [kN ]  C 2  35,5 [kN ].

2.14. Alegerea si justificarea sistemului de ungere si de etansare - Calculul vitezei periferice:   d w1  n1   109,061 880    5,025 [m/s] 60000 60000 - ks este presiunea Stribeck si este dată de relaţia: F u 1 2 467,64 1,7  1 ks  t   Z H  Z 2    2,4782  12  0,95 [ MPa] bd1 u 44  109,061 1,7 Pentru ungere se va folosi uleiul TIN 55 EP, cu vâscozitatea J50 = 52 cSt .

Simbolul uleiului

Vîscozitatea cinematica la 500C ν50 (cSt)

Indice de viscozitate IV

Punct de congelare ( 0C )

Inflamabilitate ( 0C )

TIN 55 EP

50-57,5

60

-20

220

20

2.15. Verificarea reductorului la încălzire Temperatura uleiului din baie, în cazul carcaselor închise când nu are loc recircularea uleiului, se calculează din ecuaţia echilibrului termic: t  t0  t  18 

P2 1   t   ta S c t

2.2475  10 3 1  0.994  25,85  t a  60 12  1.2  0.12  0.994

unde: t0 - temperatura mediului ambiant (t0=18oC); P2 - puterea la arborele de ieşire din reductor, în watt; ηt - randamentul total al reductorului; Sc - suprafaţa de calcul a reductorului, în m2: Sc=1,2S, unde S reprezintă suprafaţa carcasei. λ - coeficientul de transmitere a căldurii între carcasă şi aer; λ = (8...12) [W/(m2.oC)] dacă există o circulaţie slabă a aerului în zona de montare a reductorului;

21

BIBLIOGRAFIE 1) V. CONSTANTIN , V. PALADE-Transmisii mecanice ,Indrumar de proiectare , Ed. Fundatiei Universitare „DUNAREA DE JOS”, Galati 1999

2) I. CRUDU, s.a.-Atlas de reductoare cu roti dintate .Ed.Didactica si Pedagogica, Bucuresti 1981

3) M. Galiteanu, s.a.-Rulmenti, Proiectare si tehnologie, vol III,Ed. Tehnica, Bucuresti 1985

4) V.PALADE, V.CONSTANTIN, M.HAPENCIUC,-Reductoare cu roti dintate, Ed. Alma,Galati 2003

22