Mecanismul de Actionare a Conveierului Cu Banda

Modh

DataLitera Coala Col i

BPM 093980 02 09 MC

UTM FIMCM gr. MSP-091

Mecanism de acţionare a conveierului cu bandă

(reductor c il indric)

№ document .SemnatCoalaElaboratVer i f icat

Aprobat

T cont r .

.Bezeid J .Malcoc i Iu .

Sarcina tehnic ă nr. 2

Mecanismul de acţionare a conveierului cu bandă

1 - motor electric (ME); 2 - transmisie prin curea trapezoidală (TD, transmisiedeschisă); 3 - reductor cu roţi dinţate cilindrice (CIL); 4 - cuplaj (C);

5 –tambur (OL, organ de lucru);6 – banda conveiurului .

Date pentru proiectare Varianta9Forţa de tracţiune la bandă F t , kN 2,6Viteza benzii v,m/s 1,5Diametrul tamburului D,mm 250Durata de exploatare L,ani 9

Sch Coala № document .

Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

Cuprins

Introducere…………………………………………………………………3

1. ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC SI CALCULUL CINEMATIC AL MECANISMULUI DE ACTIONARE………………………………………………………………………………………....4

1.1. ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC…………………………………………………………..41.2 DETERMINAREA ŞI DISTRIBUIREA RAPORTULUI TOTAL DE TRANSMITERE AL MA……………………………………………………………………………………………………….51.3 DETERMINAREA PARAMETRILOR CINEMATICI ŞI DE FORŢĂ AI ARBORILOR MA…….5

2. CALCULUL DE PROIECT AL ANGRENAJULUI REDUCTORULUI…………………………..72.1. ALEGEREA MATERIALULUI ANGRENAJULUI SI DETERMINAREA TENSIUNILOR

LUI…………………………………………………………………………………………………...72.2. DIMENSIONAREA ANGRENAJULUI CU ROŢI DINŢATE CILINDRICE……………………..72.3. CALCULUL FORŢELOR ÎN ANGRENAJ………………………………………………………..102.4. CALCULUL DE VERIFICARE A ANGRENAJULUI…………………………………………....10

3. CALCULUL ARBORILOR…………………………………………………………………………...133.1. CALCULUL DE PREDIMENSIONARE………………………………………………………….133.2. CALCULUL DE DIMENSIONARE……………………………………………………………….13

3.2.1.ALEGEREA PREALABILĂ A RULMENŢILOR…………………………………………...133.2.2.ELABORAREA SCHIŢEI DE DIMENSIONARE…………………………………………...133.2.3.CALCULUL DE DIMENSIONARE A ARBORELUI-PINION……………………………..163.2.4.CALCULUL DE DIMENSIONARE A ARBORELUI CONDUS…………………………....21

3.3. PROIECTAREA CONSTRUCTIVĂ A ARBORELUI…………………………………………….264. CALCULUL RULMENŢILOR……………………………………………………………………….26

4.1. DETERMINAREA DURATEI DE FUNCŢIONARE NECESARĂ PENTRU MA. ……………...274.2. DETERMINAREA CAPACITĂŢII DINAMICE PORTANTE NECESARE A

RULMENŢILOR…………………………………………………………………………………...274.2.1.CAPACITATEA PORTANTĂ DINAMICA NECESARĂ PENTRU RULMENŢIII

ARBORELUI PNION…………………………………………………………………………274.2.2.CAPACITATEA PORTANTĂ DINAMICA NECESARĂ PENTRU RULMENŢII

ARBORELUI CONDUS………………………………………………………………………284.3. ALEGEREA FINALA A RULMENŢILOR………………………………………………………..28

5. PROIECTAREA CONSTRUCTIVĂ A ROŢILOR DINTAŢE CILINDRICE…………………………………………………………………………………………...29

6. CALCULUL ASAMBLARILOR PRIN PANĂ……………………………………………………….306.1.CALCULUL ASAMBLĂRII PRIN PANĂ PENTRU ARBORELE-PINION……………………....306.2.CALCULUL ASAMBLARII PRIN PANA PENTRU ARBORELE CONDUS…………………….31

BIBLIOGRAFIE…………………………………………………………………………………..33

2


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

IntroducereEvoluţia cursului Organe de maşini influenţează considerabil asupra

progresul rapid al construcţiei de maşini. Construcţia de maşini este o ramură de bază în industrie. Nivelul său este unul din factorii de bază ce stabileşte dezvoltarea economiei statului, astfel ea necesită o permanenţă dezvoltare şi perfecţionare prin introducerea metodelor exacte de construcţie, automatizarea, implementarea inovaţiilor tehnice şi tehnologice.

Scopul producerii este satisfacerea nevoilor materiale şi spirituale ale societăţii.Proiectarea este activitatea tehnică şi grafică, ce are ca scop elaborarea ideii de proiectare şi concretizarea imaginii grafice în desenele de execuţie.

Transmisia mecanică este realizată de transmisii cu funcţia transmiterii mişcării de rotaţie dintr-o parte în alta fără a modificarea raportului dintre viteze şi a modifica direcţia modulului.Mişcarea de la un element la altul se produce prin două moduri: prin angrenare şi prin fricţiune.După forma roţilor: cilindrice, conice, cu angrenaj melcat.

Reductorul are ca funcţie micşorarea vitezei unghiulare cu o frecvenţă de rotaţie pentru a mări momentul de torsiune.

3


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

1. ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC SI CALCULUL CINEMATIC AL MECANISMULUI DE ACŢIONARE

1.1 Alegerea motorului electric1.1.1 Determinăm puterea necesară a organului de lucru (OL) din cadrul maşinii proiectate Po l , [kW]:

,

unde F t este forţa de tracţiune OL , F t =2,6 [kN] ;vo l – viteza l iniară a OL , vo l =1,5 [ m/s] [ Sarcina de proiect ]

[kW]1.1.2 Determinăm randamentul orientativ al mecanismului de acţionare (MA) , :

,unde

- randamentul transmisiei prin curea trapezoidală,acceptăm = 0,96;

- randamentul angrenajului reductorului ( reductor cu roţi dinţatecil indrice), acceptăm =0,97;

- randamentul unei perechi de rulmenţi, accept ăm ; - randamentul cuplajului, acceptăm [1, tab. 2.1, pag.12]

.1.1.3 Determinăm puterea necesară pe arborele motorului electric (ME)

:

.

1.1.4 Determinăm puterea nominală a ME - [kW].În conformitate cu recomandările [1,pag. 13] şi în corespundere cu [1, tab. S3, anexa2], acceptăm în continuare [kW].1.1.5 Alegem prealabil t ipul motorului electric.Deoarece pentru [kW] îi corespunde mai multe tipuri de ME cu număr diferit de turaţi i, în conformitate cu recomandările [1, pag.13] şi în corespundere cu [1, tab. S3, anexa2], alegem prealabil următoarele două motoare electrice:

Tabelul 1.1 – Caracteristica tehnică pentru două variante de ME alese prealabil.

Varianta Modelul ME

Caracteristica tehnica

Puterea nominala

[kW]

Turatia asincroima

[min - 1]

Turatia nominala

[min - 1]

1 4AM112MB6Y3 4,0 1000 950

4


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

2 4AM100L4Y3 1500 1430

1.2 Determinarea şi distribuirea raportului total de transmitere al MA.

1.2.1 Determinăm turaţia arborelui OL - [min - 1] :

, unde:

este viteza OL , =1,5 [m/s] ;-diametrul tamburului , =250 [mm] [Sarcina de proiect]

[min - 1].

1.2.2 Determinăm rapoartele de transmitere ale MA pentru ambele variante de ME, şi :

.

1.2.3 Determinăm rapoartele de transmitere ale treptelor MA:

unde:şi sunt rapoartele de transmitere ale reductorului şi respectiv ale

transmisiei prin curea. În conformitate cu recomandările [1, pag. 14] şi în corespundere cu [1, tab. 2.2, pag. 15] acceptăm i r e d =2,5.Din relaţia de mai sus determinăm valorile pentru cele două variante propuse:

,

Deoarece valoarea depăşeşte valoarea maximă recomandată pentru cazul transmisiei prin curea, în corespundere cu [1,tab. 2.2 pag. 15], acceptăm prima variantă a motorului electric.Astfel, în final, alegem motorul electric 4M112MB6Y3 , (Pn o m=4,0 [kW] ; nn o m=950 [min - 1]); rapoartele de transmitere: reductorul cilindric =2,5 transmisia prin curea =3,12 mecanismul de actionare =8,28

1.3 Determinarea parametrilor cinematici si de forţă ai arborilor MA.

În corespundere cu schema cinematică a MA [sarcina de proiectare] pentru calculul cinematic vom avea următoarea schemă de calcul:

Motor electric→Transmitere deschisă→Reductor→Cuplaj→Organ de lucru.Prezentăm un răspuns tabelar pentru acest calcul (tab. 1.2)

5


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

Tabelul 1.2 –Parametrii cinematici şi de forţă ai MA

Parametrul

Arb

ore

Consecutivitatea legăturii mecanismului de acţionare conform schemei cinematice.

Motor e lectr ic→Transmitere deschisă→reductor→cuplaj →organ de lucru

me→td→red→c→ol

Pute

rea

P,[

kW]

me

I

II

ol

Tur

aţia

n,[

min

-1]

Vit

eza

ungh

iula

ră

ω,[

s-1] me

I

II

ol

Mom

entu

l de

tos

iune

T,

[Nm

]

me

I

II

ol

2 CALCULUL DE PROIECT AL ANGRENAJULUI REDUCTORULUI.

6


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

2.1 Alegerea materialului angrenajului şi determinarea tensiunilor admisibile.

2.1.1 Alegerea materialului, roţilor dinţate, a durităţii şi tratamentului termic.Alegerea materialului, tratamentului termic şi a durităti i perechii de roţi care angrenează, poate fi efectuată conform recomandărilor din [1, tab. 3.2, pag. 18], iar proprietăţile mecanice ale materialului ales - [1, tab. 3.3, pag. 19] Conform acestor recomandări alegem marca oţelului pentru fabricarea

pinionului şi roţi i dinţate – oţel 40X , duritatea - ≤ 350 HB1

Diferenţa durităţilor medii HB 1 m e d – HB 2 m e d = 20...50. Proprietăţile mecanice ale oţelului 40X vor fi:

duritatea: 269...302 HB 1 ; tratamentul termic: călire ; dimensiunile limită ale semifabricatului: D l i m ≤125 [mm] ;

Determinăm duritatea medie a dinţi lor pinionului şi roţii dinţate: pinion – HB1 m e d=(HBm i n + HBm a x)/2 = (269+302)/2 = 285,5; roată – HB2 m e d =285- ( 20…50) 250,0

2.1.2 Determinăm tensiunile admisibile de contact pentru pinion []H 1 şi roata []H 2 , [N/mm 2 ] conform [ 1, tab. 3.2, pag. 18 ]: pinion -[]H 1 =1,8 HB 1 m e d +67 = 1,8 ∙ 285,5 +67 = 580,9 [ N/mm 2]; roată -[]H 2 =1,8 HB2 m e d +67 = 1,8 ∙ 250,0 +67 = 517,0 [ N/mm2];

2.1.3 Determinăm tensiunile admisibile de încovoiere pentru pinion []F 1 şi roată []F 2 , [ N/mm 2 ] conform [1, tab. 3.2, pag. 18]: pinion -[]F 1 =1,03 HB 1 m e d = 1,03 ∙ 285,5 = 293,91 [ N/mm 2]; roată -[]F 2 =1,03 HB2 m e d = 1,03 ∙ 250,0 = 257,5 [ N/mm2];

Deoarece transmisia este reversibilă, []F se micşorează cu 25% [1, pag. 19]: pinion -[]F 1 =0,75 ∙ 293,91 = 220,43 [ N/mm 2]; roată - []F 2 =0,75 ∙ 257,5 =193,13 [ N/mm2].

2.1.4 Prezentăm un răspuns tabelar pentru acest calcul:

Tabelul 2.1 - Caracteristicile, mecanice ale materialului transmisiei.

Elementultransmisiei

Marca oţelului

D l i m ,

[mm]Tratament

termic

HB 1 m e d []H []F

HB 2 m e d [ N/mm2]

1.Pinion

2. Roata dinţată 40X ≤ 125 Călire285,5

250

580,9

517,0

220,43

193,13

2.2 Dimensionarea angrenajului cu roţi dinţate cilindrice2.2.1 Determinăm distanţa dintre axe ,[mm]:

,

unde:

7


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

este coeficientul distanţei dintre axe, acceptăm ; - coeficientul lăţimii coroanei danturate, acceptăm ;

- coeficientul neuniformităţi i distribuirii sarcinii pe lungimea dintelui, acceptăm ; [1, pag. 22]

- raportul de transmitere al reductorului, ; [vezi p.1.2.3, pag.4] - momentul de torsiune, care acţionează asupra arborelui condus al

reductorului, [Nm] ; [ tab. 1.2, pag.5 ] - tensiunea admisibilă de contact a materialului roţii dinţate,

[N/mm 2]; [tab.2.1 pag.6]

[mm].

Conform şirului de numere normale [1, tab. S1, anexa 2], acceptăm [mm].2.2.2 Determinăm modulul de angrenare m , [mm]:

,

unde: este coeficientul de modul, acceptăm ; [1, pag.22]

,[mm] – diametrul de divizare a roţii :

[mm];

,[mm] – lăţ imea coroanei danturate a roţii , care se determină din relaţia:[mm].{Incît condiţia de rezistenţă nu se respecta am

acceptat b2=45} Notă: [1,pag.27]Conform şirului de numere normale [1, tab.S1, anexa2] ,acceptăm [mm].

- tensiunea admisibilă de încovoiere a roţii dinţate, [N/mm 2][tab.2.1 pag.6]

[mm].

Acceptăm modulul [mm]. [1, tab.41, pag.23]2.2.3 Determinăm unghiul de înclinare ai dinţi lor :

2.2.4 Determinăm numărul sumar de dinţi ai pinionului şi roţi i dinţate, :[dinti].

Acceptăm [dinţi].2.2.5 Precizăm valoarea reală a unghiului de înclinare a dinţilor:

.

2.2.6 Determinăm numărul de dinţi ai pinionului, :

[dinti].

Acceptăm [dinţi].2.2.7 Determinăm numărul de dinţi ai roţii dinţate, :

[dinti]

8


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

Acceptăm [dinti].2.2.8Determinăm raportul de transmitere real şi verificăm abaterea faţa de

raportul de transmitere ales iniţial :

;

.

2.2.9 Determinăm valoarea reală a distanţei dintre axe ,[mm]:

[mm].

2.2.10 Determinarea parametrilor geometrici de bază ai transmisiei.

Tabelul 2.2 – Parametri geometrici de bază ai angrenajului cilindric [mm]

Parametru Pinion Roata

Dia

met

rul

Divizare

Exterior

Interior

Lăţimea coroanei danturate

9


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

Figura 2.1 – Parametri de bază ai angrenajului cu roţi dinţate cilindrice

2.3 Calculul forţelor în angrenajForţa tangenţială : pinion - ;

roată - [N].

Forţa radială: pinion - ;

roată - [N].

Forţa axială: pinion - ; roată - [N].

2.4 Calculul de verificare a angrenajului2.4.1 Verificăm distanţa dintre axe ,[mm] :

[mm].

2.4.2 Verificăm tensiunea de contact ,[N/mm 2]:

,

unde: este un coeficient complex, acceptăm ; [1, pag.27] - forţa tangenţială din angrenaj, [N] ; [p. 2.3, pag.9] - coeficientul distribuirii sarcinii între dinţi. Determinăm prealabil viteza

periferică a roţii dinţate ,[m/s] :

[m/s] .

Stabilim treapta a 9-a de precizie pentru angrenajul proiectat [1, tab. 4.4, pag, 28] si acceptăm ; [1, fig. 4.2, pag.29]

- coeficientul sarcinii dinamice, acceptăm ; [1, tab.4.4, pag.28]Mărimile ,[N,m] ; ,[N/mm 2]; ; ,[mm]; ,[mm] ; - [p.2.2.1, pag. 7]; ,[s - 1] – viteza unghiulară a arborelui condus [tab. 1.2, pag, 5].

10

Figura 2.2 – Forţele în angrenajul cilindric cu dinţi înclinaţi


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

[N/mm 2].

Aşa cum < , iar această subsarcina nu depăşeste 10%, putem trece la următoarea etapă a calculului de verificare.2.4.3 Verificăm tensiunile de încovoiere a dinţi lor ,[N/mm 2] :

;

,unde:

, [mm] – este modulul angrenării ; , [mm] – lăţimea coroanei dinţate a roţii ;, [N] – forţa tangenţială din angrenaj [tab.2.2 şi p.2.3];

- coeficientul distribuirii sarcinii între dinţi,acceptăm ; [1, tab. 4.4,pag.30]

- coeficientul distribuirii neuniforme a sarcinii pe lungimea dintelui,acceptăm ; [1, pag.29]

- coeficientul sarcinii dinamice, acceptăm ; [1, tab.4.4,pag.28]

- coeficienţii de formă ai dinţilor pinionului şi roţii dinţate, care se determină în dependentă de numărul de dinţi echivalenţi :

; .

Deci acceptăm şi ; [1, tab.4.7, pag.30] - coeficientul ce ţine de cont de înclinarea dinţi lor,

; - tensiunile admisibile de încovoiere ale pinionului şi roţi i dinţate,

[N/mm 2] . [tab.2.1, pag.5]

[N/mm 2] ;

[N/mm 2] .

2.4.4 Prezentăm un răspuns tabelar pentru acest calcul:Tabelul 2.3 – Rezultatele calculului de dimensionare a angrenajului cu roţi dinţate cil indrice.

11


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

Calculul de dimensionare a angrenajului

Parametrul Valoarea Parametrul Valoarea

Distanţa dintre axe [mm]

130,0 Modulul ,[mm] 2,5

Forma dintelui înclinat Diametrul cercului de divizare:

pinion, roata,

73,92

186,08Unghiul de inclinare a

dintelui, 11,25 º

Lăţimea coroanei dinţate,[mm]:

pinion, roata,

48,0

45,0

Diametrul cercului exterior:

pinion, roata,

78,92

191,08

Numărul de dinţi :

pinion, roata,

29

73

Diametrul cercului interior:

pinion, roata,

67,92

180,08

Calculul de verificare a angrenajului

Parametrul Valori admisibile Valori calculate Nota

Tensiunile de contact ,[N/mm 2] 517,0 484,12 ≈-6,35%

Tensiunile de încovoiere,

[N/mm 2]

220,43 113,09 ≈-48,69%

193,13 107,44 ≈-41,44%

3 CALCULUL ARBORILOR

3.1 Calculul de predimensionareDin condiţia de rezistenţă la răsucire şi în conformitate cu recomandările [1, pag.55] determinăm prealabil diametrele minime ale arborilor:

Tabelul 3.1 – Determinarea prealabilă a diametrelor arborilor,[mm].Arbore - pinion Arboreal rotii dintate

[mm]

Acceptam [mm]

[mm]

Acceptam [mm]unde: ,[N/mm 2] – tensiunea admisibilă la răsucire [tab.1.2];

[N/mm 2] – tensiunea admisibilă la răsucire [1, pag.55]

12


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

3.2 Calculul de dimensionare3.2.1 Alegerea prelabilă a rulmenţilorÎn conformitate cu recomandările [1, tab. 6.1, pag. 57] alegem prealabil următorii rulmenţi [1, tab. S5, anexa 2]:Tabelul 3.2 – Alegerea prealabilă a rulmenţilor

Schema rulmentului(GOST 831-75) Simbolizarea

Dimensiunile, mmα

d D B

36307 35 72 17

12º

36209 45 85 19

3.2.2 Elaborarea schiţei de dimensionare a reductorului cilindricÎn corespundere cu schema cinematică a reductorului cil indric [sarcina tehnica] elaborăm schiţa acestuia, luînd în consideraţie recomandările [1, pag. 58 - 65].Efectuînd măsurarile (calculele) corespunzătoare pe schiţa elaborată a reductorului (fig.3.1, a si b), determinăm valorile distanţelor între reazeme, necesare pentru calculul arborilor:

[mm],unde:

,[mm] este distanţa de la partea frontală a rulmentului pînă la punctul de aplicare a reacţiunilor, care se determină din relaţia:

,

valorile , , si sunt prezentate in tab. 3.2

13


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

a)

14


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

b)

Figura 3.1 - Schiţa reductorului cilindric

Deci pentru arborele-pinion şi arborele condus vom avea următoarele valori ale distanţelor de aplicare a reacţiunilor:

[mm] [mm].

Astfel,[mm][mm]

3.2.3 Calculul de dimensionare a arborelui-pinionDate iniţiale :

[mm] – diametrul cercului de divizare; [tab.2.3, pag.11][N], [N], [N] – forţele în angrenaj; [pag.9][mm] – distanţa de aplicare a reacţiunilor în reazeme. [pag.14]

15


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

Figura 3.2 –Schema de calcul a arborelui-pinion

3.2.3.1 Determinăm forţele de reacţiune în reazemele A şi B (fig. 3.2).Planul vertical (YOZ)

[N]

[N]

Verificare:

Planul orizontal (XOZ)

[N]

[N]Verificare: Reacţiunile sumare în reazemele A si B vor fi:

[N],[N],

3.2.3.2 Construirea diagramelor momentelor încovoietoare (fig. 3.3), [Nm].Planul vertical (YOZ)

Sectorul I 0<Z I<l 1 p

[N].

.

Pentru , ;Pentru ,

[Nm] .

16


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

Sectorul II l 1 p<Z I I<( l1 p + l 2 p)[N].

.

Pentru ,

[Nm] ;

Pentru ,


Sectorul I 0<Z I<l 1 p

[N].

.

Pentru , ;Pentru ,

[Nm] ;

Sectorul II l 1 p<Z I I<( l1 p + l 2 p)[N].

.

Pentru ,[Nm] ;

Pentru ,

3.2.3.3 Determinăm momentul de încovoiere rezultant (fig. 3.3) în secţiunile caracterist ice ale arborelui (1.. .3) ,[Nm] în conformitate cu relaţia:

,;

[Nm];

17


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

[Nm].3.2.3.4 Construim diagrama momentului de torsiune pentru arborele-pinion, care este egala cu [Nm] si acţionează pe porţiunea arborelui de la intrare pînă la locul fixării roţii dinţate (fig. 3.3).3.2.3.5 Determinăm şi construim diagrama momentelor de încovoiere echivalente (fig. 3.3) în secţiunile caracteristice (1.. .3) , [Nm] :

,[Nm] ;

[Nm] ;

[Nm] ;

3.2.3.6 Verificăm diametrul arborelui-pinion în secţiunea cea mai solicitată.Conform momentului echivalent de încovoiere maxim, precizăm valoarea diametrului în secţiunea crit ică a arborelui din condiţia de rezistentă la încovoiere:

,[mm]

unde: este tensiunea admisibilă la încovoiere. În conformitate cu ciclul de funcţionare pulsator , acceptăm [N/mm 2]; [1, tab.S2, anexa 2]

- momentul echivalent la încovoiere în secţiunea cea mai solicitată care corespunde valorii maxime [Nm] .Deci, pentru secţiunea 2 (valoare diametrului determinată prealabil pentru acest sector corespunde [mm] [tab.3.1, pag.12]) vom avea:

[mm] [mm]>25,62[mm] .

Condiţia se respectă. În acelaşi t imp, în conformitate cu recomandările [1, pag. 76], diametrul arborelui-pinion [mm] trebuie majorat cu cca 5%.Deoarece în construcţia arborelui-pinion ,[mm] va corespunde treptei arborelui sub rulment şi garnitură, acesta se precizează în conformitate cu diametrul inelului interior al rulmentului. Astfel , conform [1, tab. S5, anexa 2] acceptăm [mm].

18


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC 19


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

3.2.4 Calculul de dimensionare a arborelui condusDate initiale :

[mm] – diametrul cercului de divizare; [tab.2.3, pag.12][N], [N], [N] – forţele în angrenaj; [pag.11][mm] – distanţa de aplicare a reacţiunilor. [pag.14]

FIGURA 3.4–Schita de calcul a arborelui condus

3.2.4.1 Determinăm forţele de reacţiune în reazeme (fig. 3.4).Planul vertical (YOZ)

[N]

[N]

Verificare:

20


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC


[N]

[N]Verificare: Rezultantele reacţiunilor vor fi :

[N],[N],

3.2.4.2 Construirea diagramelor momentelor încovoietoare (fig. 3.4), [Nm].Planul vertical (YOZ)

Sectorul I 0<Z I<l 1 a

[N].

.

Pentru , ;Pentru ,

[Nm] .

Sectorul II l 1 a<Z I I<( l1 a + l 2 a)[N].

.

Pentru ,

[Nm] ;

Pentru ,


Sectorul I 0<Z I<l 1 a

[N].

.

21


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

Pentru , ;Pentru ,

[Nm] ;

Sectorul II l 1 a<Z I I<( l1 a + l 2 a)[N].

.

Pentru ,[Nm] ;

Pentru ,

3.2.4.3 Determinăm momentul de încovoiere rezultant (fig. 3.5) în secţiunile caracterist ice ale arborelui (1.. .3) ,[Nm] în conformitate cu relaţia:

,;

[Nm];

[Nm].3.2.4.4 Construim diagrama momentului de torsiune pentru arborele codus, care este egală cu [Nm] şi acţionează de la locul fixării roţi i dinţate cilindrice în direcţia ieşiri i fluxului de putere (fig. 3.5).3.2.4.5 Determinăm si construim diagrama momentelor de încovoiere echivalente (fig. 3.5) în secţiunile caracteristice (1.. .3) ,[Nm] din relaţia:

,;

[Nm] ;

[Nm] ;

[Nm].3.2.3.7 Verificăm diametrul arborelui în secţiunea cea mai solicitată.Conform momentului echivalent de încovoiere maxim, precizăm valoarea diametrului în secţiunea crit ică a arborelui din condiţia de rezistenţă la încovoiere:

,[mm]

unde: este tensiunea admisibilă la încovoiere. În conformitate cu ciclul de funcţionare pulsator , acceptăm [N/mm 2]; [1, tab.S2, anexa 2]

- momentul echivalent la încovoiere în secţiunea cea mai solicitată care corespunde valorii maxime [Nm] .Deci, pentru secţiunea 2 (valoare diametrului determinată prealabil pentru acest sector corespunde [mm] [tab.3.1, pag.11]) vom avea:

22


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

[mm] [mm]>32,62[mm] .

Condiţia se respectă. În acelaşi t imp, în conformitate cu recomandările [1, pag. 76], diametrul arborelui-pinion ,[mm] trebiue majorat cu cca 10%.Deoarece în construcţia arborelui-pinion ,[mm] va corespunde treptei arborelui sub rulment şi garnitură, acesta se precizează în conformitate cu diametrul inelului interior al rulmentului. Astfel , conform [1, tab. S5, anexa 2] acceptăm [mm] (fig.3.6) .

23


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

3.3 Proiectarea constructivă a arborilorCalculul final de dimensionare are ca scop determinarea dimensiunilor geometrice ale fiecarei trepte în conformitate cu recomandările [1, tab.6.2, pag.78]Tabelul 3.3 – Determinarea dimensiunilor arborilor [mm]

Treapta arborelui Arborele-pinion(fig.3.6, a)

Arboreal condos(fig.3.6, b)

I - a

sub pinion sau sub

roata dinţată se determină graficII - a

sub rulmenti si garbitura

(pag. 18) (pag. 22)

se precizează grafic; (unde B-lăţimea rulmentului)

III - a

sub un element al În conformitate cu În conformitate cu

24


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

transmisiei deschise

[1, tab.S10, anexa 2], acceptăm

[1, tab.S10, anexa 2], acceptăm

IV - a

umărul de sprijin

pentru roţile dandurate

Nu se construieşteacceptam

mm

4 CALCULUL RULMENŢILOR4.1 Determinarea duratei de funcţionare pentru MAPentru determinarea duratei de funcţionare necesare , [ore] este nevoie de durata de funcţionare L,[ani] a mecanismului de acţionare prezentă în sarcina tehnica. Astfel durata de funcţionare calculată în ore ,[ore] :

[ore] ,unde:

[ani] ; - coeficientul zilelor lucrătoare; [1, pag.81]

- coeficientul orelor lucrătoare. [1, pag.81]4.2 Determinarea capacităţii dinamice portante necesare a rulmenţilor4.2.3 Capacitatea portantă dinamica necesară pentru rulmenţii arborelui-pinion:

[N] .

unde:[s - 1] este viteza ungiulară a arborelui pinion; [tab.1.2, pag.5]

,[N] este sarcina echivalentă a arborelui pinion.Relaţia pentru determinarea sarcinii dinamice echivalente depinde de raportul:

25


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

<

>

unde:,[N] este sarcina axială a rulmentului [1, tab. 7.4, pag.85], care se determină în

dependenţă de componenţa axială a sarcinii radiale a rulmentului R s ,(N) , [1, tab.7.1, pag.81]:

[N];[N];

[N];[N].

[N] – forţa axialî în angrenaj; [p. 2.3, pag.9],[N] – sarcina radială a rulmentului, care corespunde forţei de reacţiune sumare

din reazeme. Acceptăm [N] , [N];e – coeficientul influenţei solicitări i axiale, care se determină în dependenţă de raportul ( se determină din [1, tab.S5, anexa2], în conformitate cu diametrul treptei pentru rulment şi seria uşoară). Conform [1, tab. 7.3, pag.84], acceptăm ;

- coeficientul de rotire pentru cazul rotirii inelului interior.În conformitate cu recomandările [1, pag. 80] alegem următoarele relaţi i pentru determinarea sarcinilor dinamice echivalente pentru cazul arborelui-pinion ,[N] :

[N][N],

unde:este coeficientul sarcinii radiale, acceptam ; [1,tab.7.1,pag.82] - coeficientul sarcinii axiale, accept ăm ; [1,tab.7.3,pag.84] - coeficientul de siguranţă, acceptăm ; [1, pag.82] - coeficientul de temperature, acceptăm . [1, pag.82]

[N] .

4.2.2 Capacitatea portantă dinamica necesară pentru rulmenţii arborelui condus:

[N] .

unde:[s - 1] este viteza ungiulară a arborelui pinion; [tab.1.2, pag.5]

,[N] este sarcina echivalentă a arborelui pinion.Relaţia pentru determinarea sarcinii dinamice echivalente depinde de raportul:

<

>unde:

,[N] este sarcina axială a rulmentului [1, tab. 7.4, pag.85],(similar pinion):[N];

[N];[N];

26


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

[N].,[N] – sarcina radială a rulmentului, care corespunde forţei de reacţiune sumare

din reazeme. Acceptăm [N] , [N];e – coeficientul influenţei solicitări i axiale, care se determină în dependenţă de raportul ( se determină din [1, tab.S5, anexa2], în conformitate cu diametrul treptei pentru rulment şi seria uşoară. Conform [1, tab. 7.3, pag.84], acceptăm ;

- coeficientul de rotire pentru cazul rotirii inelului interior.În conformitate cu recomandările [1, pag. 80] alegem următoarele relaţi i pentru determinarea sarcinilor dinamice echivalente pentru cazul arborelui-pinion ,[N] :

[N][N],

unde: - coeficientul sarcinii axiale, acceptăm ; [1,tab.7.3,pag.84]

[N] .

4.3 Alegerea finală a rulmenţilorÎn conformitate cu diametrele sub rulmenţi şi capacităţile portante determinate anterior alegem următorii rulmenţi pentru arborii reductorului cilindric:

Tabelul 3.2 – Alegerea finală a rulmenţilor [1, tab.S5, anexa2]Simbolizarea

(GOST 831-75)Dimensiunile, [mm] Capacitatea portanta, [kN]

d D B r C r Co r

36306 30 72 19 2,0 26,9 20,436207 35 72 17 2,0 24,0 15,3

5 PROIECTAREA CONSTRUCTIVĂ A ROŢII DINŢATE CILINDRICE

Luînd în consideraţie recomandarile [1, pag.89-91] alegem metoda de obţinere a semifabricatului prin forjare, iar amplasarea butucului roti i dinţate faţă de reazeme să fie simetrică (fig.5.1).

Fig.5.1 Construcţia roţii dinţatecil indrice obţinută prin forjare

Tabelul5.1 – Determinarea parametri lor construct iv i ai roţ i i dinţ ate cilindrice [mm].

27


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

ELEMENTUL ROŢII PARAMETRUL RELAŢIA DE CALCUL

Coroana dantura tă

Diametrul cercului exter ior ( calculul angrenajului , tab.2.3pag.11) .

Lăţ imea (calculul angrenajului , tab.2.3 pag.11)

Grosimea În corespundere cu ş irul normal izat de dimensiuni l iniare [1, tab.S.1, anexa 2] , acceptăm .

Teşi tura,

acceptăm .

Butucul

Diametrul inter ior (construcţ ia arbori lor f ig .3.6) .

Diametrul exterior În corespundere cu ş i rul normalizat de dimensiuni l iniare acceptăm .

Lăţ imea În corespundere cu ş i rul normalizat de dimensiuni l iniare acceptăm .

Discul

Grosimea

, Din considerente construct ive ş i în corespundere cu

ş irul normal izat de dimensiuni l iniare, acceptăm.

Raza de rotunj i re [mm] acceptam prealabil .

Găur i [mm] acceptăm prealabil [mm] , gauri .

6 CALCULUL ASAMBLĂRILOR PRIN PANĂ

6.1 Calculul asamblărilor prin pană pentru arborele-pinionDate initiale:

[mm] si sînt diametrul şi lungimea treptei arborelui, pe care este instalată pana; [fig.3.6]

[N] – este forţa tangenţială în angrenaj. [pag.9]

28


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

Fig. 6.1 – Asamblarea prin pana paralela pe arboreal-pinion

6.1.2 Predimensionarea peneiÎn conformitate cu diametrul [mm] conform [1, tab.S9, anexa2] stabilim dimensiunile secţiunii transversale ale penei (fig.6.1):

[mm] ; [mm]; [mm]; [mm].Lungimea penei ,[mm] se stabileşte în dependenţă de lungimea treptei arborelui, pe care este instalată pana [mm]:

[mm],acceptăm conform şirului de lungimi ale penei standartizat – [mm].deci alegem prealabil urmatoarea pană:

Pana 8×7×34 GOST 23360-78.6.1.2 Calculul de verificare a peneiPenele paralele, utilizate la proiectarea reductoarelor, sunt verificate la strivire:

,

unde:,[mm 2]este suprafaţa de strivire, care se determină din relaţia:

[mm 2] ;,[mm] – lungimea de lucru efectivă a penei cu suprafeţele frontale rotunjite:

[mm]; [N/mm 2] – tensiunea admisibilă la strivire. Pentru bucşă de oţel şi sarcini

liniştite [N/mm 2]

[N/mm 2]< .

Deoarece tensiunea de strivire nu depăşeste limita de strivire, acceptăm urmatoarea pană:

Pana 8×7×34 GOST 23360-78 .6.2 Calculul asamblării prin pană pentru arboreal condusDate iniţiale:

[mm] si sunt diametrul si lungimea treptei arborelui sub butucul elementului transmisiei deschise; [fig.3.6]

[mm] si [mm] – diametrul interior şi lungimea butucului roţii dinţate; [ tab.5.1]

[N] – este forţa tangenţială în angrenaj. [pag.9]

29


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

Fig.6.2 – Asamblările prin pană ale arborelui condus.6.2.1 Predimensionarea penelorSecţiunea A-A . În conformitate cu diametrul ,[mm] stabilim dimensiunile secţiunii transversale ale penei (fig.6.2):

[mm] ; [mm] ; [mm]; [mm]Lungimea penei ,[mm] se stabileste în dependenţă de lungimea butucului roţii dinţate – [mm] :

[mm].Acceptăm conform şirului de lungimi ale penei standartizat - [mm] .Deci prealabil alegem urmatoarea pană:

Pana 12×8×40 GOST 23360-78

Secţiunea B-B . În conformitate cu diametrul ,[mm] conform [1, tab.S9, anexa2] stabilim dimensiunile secţiunii transversale ale penei (fig.6.2):

[mm] ; [mm]; [mm]; [mm]Lungimea penei ,[mm] se stabileşte în dependenţă de lungimea treptei arborelui, pe care este instalată pana – [mm]:

[mm].Acceptăm conform şirului de lungimi ale penei standartizat - [mm] .Deci prealabil alegem urmatoarea pană:

Pana 8×7×50 GOST 23360-78.6.2.2 Calculul de verificare al penelorCondiţia de rezistenţă la forfecare:

unde:,[mm 2]este suprafaţa de forfecare:

30


Coala

Semnat Data

BPM 093980 02 09 MC

Secţiunea A-A [mm 2] ;Secţiunea B-B [mm 2] ;

,[mm] – lungimea de lucru efectivă a penei cu suprafeţele frontale rotunjite:Secţiunea A-A [mm 2] ;Secţiunea B-B [mm 2] .Astfel,

Secţiunea A-A [N/mm 2] ;

Secţiunea B-B [N/mm 2] .

Deoarece tensiunile de strivire pentru ambele secţiuni nu depăşesc , acceptăm urmatoarele pene:Secţiunea A-A Pana 12×8×40 GOST 23360-78Secţiunea B-B Pana 8×7×50 GOST 23360-78.

Bibliografie:

1 .Mecanica aplicată :Îndrumar de proiectare. V.Dulgheru, R.Ciupercă, I. Bondariuc, I.Dicusară.Chisinau. :”Tehnica-Info”,2008.

2.Bazele proiectării maşinilor. Ion Bostan,Anatol Oprea. Ch.”Tehnico-Info”.2

31

Documents

Mecanismul de Actionare a Conveierului Cu Banda