View
30
Download
0
Category
Preview:
DESCRIPTION
te ajuta foarte mult in realizarea unui proiect la materia Organe de Masini
Citation preview
APLICAŢIE
1
APLICA ŢIE
“TRANSMISII MECANICE”
Maşina de lucru ML este acţionată de un motor electric ME prin intermediul unei transmisii cu curele trapezoidale TCT, un reductor cilindric cu două trepte desfasurat şi un cuplaj elastic CEB. Se cunosc: PME = 7.5 kW, nME = 1450 rot/min, itct = 1.5, i12 = 2.5, i34 = 3.55, mn1 = 3 mm, β1=10°, a12 = 100 mm, Ψa=0.4, Z3= 18, β2=15°, a34 = 150 mm, ηrul = 0.99, ηrdc= 0.98, ηtct = 0.96. Se cer:
a) Schema cinematică, calculul cinematic si dinamic al transmisiei mecanice; b) Calculul geometric al transmisiei prin curele trapezoidale ; c) Elementele geometrice ale angrenajelor z1-z2, z3-z4,; d) Forţele care acţionează pe arborii reductorului şi schema de încarcarea a
arborilor; e) Desen de executie fulie curea conducătoare; f) Desen de execuţie roată dinţată condusă.
Rezolvare: a. Schema cinematică, calculul cinematic şi dinamic al transmisiei mecanice.
z2'
nIII
nII
nI
nME
III
II
I
z4
z3
z2
z1
TCT
LR
RT2
MLME
CEB
Stabilirea rapoartelor de transmitere pe treptele reductorului:
ORGANE DE MAŞINI
2
ir = i12· i34= 2.5 · 3.55 = 8.875
it = iTCT · ir = 8.875 · 1.5 = 13.31; n1 = TCT
ME
i
n=
5.1
1450 = 966.66 rot/min
min/66.3865.2
66.966
12
12
2
112 rot
i
nn
n
ni ===→=
MLnroti
nn
n
ni ====→= min/109
55.3
66.3866
34
23
3
234
Calculul puterilor şi momentelor la nivelul arborilor transmisiei: P1 = PME · 96.05.7TCT ⋅=η = 7.2kW
Mt1 = 9,55 · 106 mmN5.7113166.9662.7
1055.9 6
1
1 ⋅=⋅=n
P
P2 = P1 · rdcrul ηη ⋅ = 7.2 · 0.99 · 0.98 = 6.98 kW
Mt2 = 9,55 · 106 mmN17239766.386
98.61055.9 6
2
2 ⋅=⋅=n
P
P3 = P2 · rdcrul ηη ⋅2 = 6.98 · 299.0 · 0.98 = 6.7 kW
Mt3 = 9,55 · 106 mmN587018109
7.61055.9 6
3
3 ⋅=⋅=n
P
b. Calculul geometric al transmisiei prin curele: Date de intare: P1 = Pc = 7.5 kW 1n = 1450 rot/min i1 = itct = 1.5 Elementele de calcul conform STAS 1163 sunt (vezi tab.17.8): - profilul curelei: curea îngustă tip SPZ - diametrul primitiv al roţii mici (tab.17.9)
Dp1 = 100 mm - diametrul primitiv al roţii mari:
Dp2 = Dp1 · i1 = 100 ·1.5 = 150 mm - distanţa dintre axe preliminară:
0.7(Dp1 + Dp2) < A ≤ 2(Dp1 + Dp2) 175 < A ≤ 500 Se adoptă: A = 300 mm
- unghiul dintre ramurile curelei:
γ = 2 arcsinA
DD pp
212 −
= 9.56° = 9°33’37”
- unghiurile de înfăşurare:
APLICAŢIE
3
β1 = 180 – γ = 170°26’27” β2 = 180 + γ = 189°39’37”
- lungimea primitivă a curelei:
Lp = 2A + 0,5π (D1 + D2) +A
DD
4
)( 212 −
= 994.583 mm
Se adoptă din STAS (Tab.17.10) Lp = 1000 mm. - distanţa dintre axe definitivă:
A = p + qp −2 ; p = L/4 – π/8 (D1 +D2) = 151.875 mm
q = 8
)( 212 DD −
= 312.5 mm
A = 302.7176 mm - viteza periferică:
v = 100060
145010014.3
10006011
⋅⋅⋅=
⋅nDpπ
= 7.5883 m/s ≤ vad = 4 m/s
- coeficientul de funcţionare: Cf = 1.1 (tab.17.11) - coeficientul de lungime: cL = 0.90 (tab. 17.10) - coeficientul de înfăşurare: cβ = 1- 0.003⋅(180 – β1[°] ) = 0.97132 - puterea nominala transmisă de o curea: P0 = 2.58 kW (tab.17.13) - numarul de curele preliminar:
775.35.297132.090.0
5.71.1
00 =
⋅⋅⋅=
⋅⋅⋅
=PCC
Pcz
L
cf
β
- coeficientul numărului de curele:
90.0=zc (tab.17.14) - numărul definitiv de curele:
19.49.0
775.30 ===zC
zz curele
Se adoptă Z=5 curele < Zmax =8
- frecvenţa încovoierilor curelei:
HzfHzL
xf 40][16,151400
58.721010 max
33 =<=⋅⋅=⋅⋅= ν
ORGANE DE MAŞINI
4
- forţa de întindere a curelei :
NFS t 1978)2...5.1(0 ≈=
unde : NP
Ft 9898.7
5.71010 33 ===
ν
- lăţimea roţii de curea:
B = (z – 1)e + 2f= mm4832168482 =+=⋅+⋅ c.1 Se calculează numerele de dinţi ale angrenajelor:
z1 = 75.18)5.21(3
cos1002
)1(
cos210
12
12 =+
⋅⋅=
+⋅⋅ o
im
a
n
β
Se adoptă z1 = 19 dinţi z2 = z1·i12 = 19·2.5 = 47.5 Adopt z2 = 47 dinţi. Se calculează distanţa dintre axe de referinţă:
ad = mmzzmn 527.100)4719(
10cos2
3)(
cos2 21 =+=+oβ
Se determină unghiul de angrenare:
wtwtd aa αα coscos =
wtα = arccos
w
td
a
a αcos = 19.446°
αt = arctgβ
α
cosntg
= 20.28°
Se calculează suma deplasărilor de profil:
x1 + x2 = n
twt
tg
invinv
ααα
⋅−
2(z1 + z2) = -0.1729
unde: inv αwt = tg αwt -o180
π αwt° = 0.0138335
inv αt = tg αwt -o180
παt° =0.0157411
Se adoptă: x1=0 şi x2= -0.1729. Se verifica subtăierea la pinion:
x1 > xmin = 17
1914
17
14 1 −=− z = -0.2941
Se calculează elementele geometrice ale angrenajului: - diametrele de divizare
APLICAŢIE
5
d1 = mt · z1 = βcos
nmz1 = 57.8793 mm
d2 = mt · z2 = 143.751 mm
- diametrele de cap: da1 = d1 + 2mn (ha* + x1)= 63.8793 mm da2 = d2 + 2mn (ha* + x2)= 148.1377 mm
- diametrele de picor: df1 = d1 + 2mn (hf* + x1)= 50.3793 mm df2 = d1 + 2mn (hf* + x2)= 134.6377 mm
- diametrele de rostogolire:
dw1 =d1⋅wt
t
αα
coscos
= 57.5757 mm
dw2 =d2⋅wt
t
αα
coscos
= 142.4242 mm
- diametrele de bază: db1 = d1cosαt = 59.29136 mm db2 = d2cosαt = 134.29967 mm
c.2 Se calculează numarul de dinţi al roţii 4:
i34 = 3
4
z
z ; z4 = z3· i34 = 63.9
Se adoptă z4 = 65 dinti
mn2 =)1(3
cos2
34
234
iz
a
+⋅ β
= 3.538 mm
Se adoptă mn2 = 3.5 mm Se calculează αwt şi αt :
αt = arctg
βα
cosntg
= 20.65°
αwt = arccos
w
td
a
a αcos = 20.267°
ad = βcos2
2nm( z3 + z4 ) = 150.3738 mm
Se calculează coeficientul deplasarii de profil:
x3 + x4 = n
twt
tg
invinv
ααα
⋅−
2 (z3 + z4) = -0.1065
unde: invαwt = 0.0157100 invαt = 0.0166437
ORGANE DE MAŞINI
6
Se adoptă: x3 = 0 şi x4 = -0.1065. Elementele geometrice ale angrenajului treptei a doua se calculează cu aceleaşi relaţii ca şi pentru angrenajul 21 zz − . d.1. Forţele din angrenajul 12 zz − :
88.24705757.57
5.7113122
1
1211 =⋅===
w
ttt d
MFF N
2111 N68.435 ata FtgFF === β
Ntg
FFF ntrr 20.913
cos 1121 ===
βα
d.2. Forţele din angrenajul 43 zz − :
Se calculează cu relaţiile din d.1. dar cu 222 ,, βwt dM . d.3. Schema de încărcare a arborilor reductorului :
Recommended