UNIVERSITATEA PETROL-GAZE PLOIESTIFACULTATEA I.M.E.CATEDRA D.M.G.DISCIPLINA ORGANE DE MASINIPROIECTUL NR. 2LAORGANE DE MASINITRANSMISII MECANICE

Student: Anul: III Grupa: 1146PLOIESTI 2010 FISA DE ELABORARE A PROIECTULUINr. Sed.Data Fazele de elaborare a proiectuluiOBS. Lucrari planificate Lucrari eleborateText - calcule Desen Text - calculeDesenI03.03.2010Primirea temeiII10.03.20101. Introducere2. Constructiasi functionarea sistemului de transmisii mecaniceIII17.03.20103. Calculul cinematicsi dinamic3.1. Calcululcinematic3.2. Calculul unorElemente dinamiceIV24.03.20104. Calculul derezistenta al organelor demasini ale reductoarelor de turatie 4.1. Calculul angrenajului cilindric (1-2) 4.2. Calculul angrenajuluicilindric (2-3)Desen de ansambluV31.03.20104.3. Calculul unor elemente ale carcaseiDesen de ansambluVI07.04.20104.4. Calculul elementelor subansamblului arborelui I 4.4.1. Calculul arborelui I 4.4.2.Calculul asamblarii cu pana 4.4.3. Calculul de alegere al rulmentilorDesen de ansamblu2VII14.04.20104.5. Calculul elementelor subansamblului arborelui II 4.5.1. Calculul arborelui II 4.5.2. Calculul asamblarii cu pana 4.5.3. Calculul de alegere al rulmentilorDesen de ansambluVIII21.04.20104.6. Calculul elementelor subansamblului arborelui III 4.6.1. Calculul arborelui III

4.6.2. Calculul asamblarii cu pana 4.6.3. Calculul de alegere al rulmentilorDesen de ansambluIX28.04.20165. Calculul de alegere al cuplajelor6. Calculul transmisieicu rotiDesen de ansambluX05.05.2010Instructiuni tehnice si norme de tehnicasecuritatii munciiBibliografieXI12.05.2010CuprinsXII19.05.2010Predarea proiectului31. INTRODUCERE Obiectul proiectului il constituie proiectarea unui sistem de transmisii mecanice compus din urmatoarele mecanisme:o Reductorul de turatie (RT);o Transmisia cu lant (TL).Organele de masini proiectate sunt:Rotile dintate cilindrice (1-2) si (2-3); Rotile de lant: 1L si 2L;Arborii rotilor dintate cilindrice; Arborii rotilor de lant;Asamblarile cu pana;Rulmentii etc.La elaborarea proiectului se utilizeaza cunostintele dobandite la orele de curs si proiect precum si cele cuprinse in literatura tehnica de specialitate precum si in standardele in rigoare.La realizarea ecestui proiect se folosesc cunostintele si de la alte discipline ca de exemplu Desen tehnic, Mecanica, Rezistenta materialelor, Tehnologia materialelor etc.Acest proiect are rolul de a forma la studenti deprinderi de proiectare.Prin intelegerea tuturor aspectelor lecate de calculul si constructia reductoarelor studentul, viitor specialist, poate rezolva cu competenta problemele tehnica viitoare.2. CONSTRUCTIA SI FUNCTIONAREA SISTEMULUI DETRANSMISII MECANICESistemul de transmisii mecanice de proiectat se compun din:o Reductor de turatie (RT);o Transmisia cu lant (TL).Principalele organe de masini proiectate sunt:La reductorul de turatie (RT):o Rotile dintate cilindrice (1-2) si (2-3);o Arborii rotilor dintate cilindrice I, II, III;o Penele paralele necesare pentru fixarea rotilor de arbori;o Lagarele cu rulmenti;o Carcasa.La transmisia cu lant (TL):o Rotile de lant: 1L, 2L;o Arborii rotilor de lant: IL, IIL;o Lagarele cu rostogolire;o Penele paralel pentru fixarea rotilor de lant pe arbori;4o Carcasa.Legatura dintre mororul de actionare si arborele de intrare a reductorului se face prin cuplajul C1, iar legatura dintre arborele de iesire al reductorului si transmisia cu lant se face prin cuplajul C2.Functionarea sistemului de transmisii mecanice consta in transmiterea energiei mecanice de la motor la arborele condus al transmisiei cu lant cu reducerea vitezei unghiulare si cresterea corespunzatoare a momentului de torsiune.In timpul functionarii sistemului de transmisii mecanice o parte din energia mecanica se consuma pentru invingerea frecarilor dezvoltate in cuplele cinematice ale mecanismelor. Luarea in considerare a acestor pierderi prin frecare se face pe baza randamentului cuplelor cinematice.3. CALCULUL CINEMATIC SI DINAMIC 3.1.Calculul cinematica. Determinarea rapoartelor de transmitere partiale si totale In functie de datele de proiectare, raportul de transmitere al sistemului de transmisii mecanice este:76 , 10130140021 Ltnni

Raportul de transmitere al reductorului de turatie este:78 , 91 , 176 , 1012 LtRTiii Se alege: 26 , 3378 , 93123 ' 2 12 iii iRT b. Determinarea numarului de dinti al rotilor dintate Numarul de dinti al rotilor dintate conducatoare:Pentru roata 1:20 69 , 19 10 cos1 3240 cos1212max 1 + + u maznw 20max 1 1 z z 15 ... 6 , pentru roti cementate si calite 10

50 ... 40 nwma, pentru roti cementate si caliteRotile angrenajului (1-2) se vor efectua din otel de cementare.5Pentru roata 2:28 , 36 15 cos1 26 , 3280 cos123 ' 2max ' 2 + + u maznwDeoarece 28 26max ' 2 < z, se adopta:26' 2 z 20 ... 12 , pentru roti imbunatatite 15 100 ... 75 nwma, pentru roti imbunatatiteRotile angrenajului (2-3) se vor efectua din otel de imbunatatire. Pentru roata de lant 1L: 251Lzo Numarul de dinti ale rotilor dintate conduse:60 20 31 12 2 z i z 26 . 3' 2 3 ' 2 3 z i z*26 - 855 , 27 25 1 , 11 12 2 L L Lz i z Se adopta: 282Lzc. Recalcularea rapoartelor de transmitere Intrucat numarul de dinti ale rotilor conduse s-au rotunjit la valori intregi este necesar recalcularea raportului de transmitere:320601212 12 zzi u

26 , 32685' 233 ' 2 3 ' 2 zzi u 52 , 125281212 12 LLL Lzzi u

d. Calculul turatiilor si al vitezelor unghiulare [ ] min / 14001rot n [ ] min / 6667 , 466314001212rotinn

[ ] min / 6667 . 4662 ' 2rot n n [ ] min / 14 , 14326 , 36667 , 4663 ' 2' 23rotinn

[ ] min / 14 , 1433 1rot n nL 6[ ] min / 12 . 1301 , 114 . 1431212rotinnLLL Cunoscand turatiile se calculeaza vitezele unghiulare:[ ] s radn/ 607 , 1463014003011 [ ] s radn/ 86 , 48306667 , 4663022 [ ] s rad / 86 , 482 ' 2 [ ] s radn/ 98 , 143014 , 1433033 [ ] s radL/ 98 . 143 1 [ ] s radnLL/ 62 , 133012 , 1303022 3.2. Calculul unor elemente dinamice a. Determinarea randamentelor mecanice ale cuplelor cinematice Pentru a tine seama de pierderile prin frecare in cuplele cinematice se recomanda urmatoarele valori:o La angrenaje:( ) 98 , 0 ... 96 , 0 a. Se admite: 97 , 0 ao La rulmenti:( ) 99 , 0 ... 98 , 0 r . Se admite:98 , 0 r o La cuplaje:( ) 995 , 0 ... 99 , 0 c. Se admite:99 , 0 co La transmisia cu lant:( ) 96 , 0 ... 92 , 0 L . Se admite:94 , 0 LIn aceste conditii se determina randamentul mecanic al celor doua mecanisme.o La reductorul de turatie (RT):833 . 0 98 . 0 97 . 0 98 . 0 97 . 0 98 . 02 2 2 2 2 2 r a r a r RT

o La transmisia cu lant (TL):86 . 0 98 . 0 94 . 0 98 . 02 2 2 2 r L r TL Randamentul total al sistemului de transmisii mecanice este:69 . 0 86 . 0 99 . 0 833 . 0 99 , 0 TL c RT c t 7b. Determinarea puterilor maxime Se calculeaza puterile maxime in principalele sectiuni ale reductorului de turatie.o La piesele de pe axa geometrica I:o La motor: [ ] kW P k Ps m4 , 50 42 2 , 1

In care: sk=coeficient de suprasarcina( ); 3 , 1 ... 1 , 1 sk

2 , 1 sk

o La arborele I ( exterior)[ ] kW P Pc n arbext89 , 49 99 , 0 4 . 501

o La roata dintata cilindrica conducatoare 1:[ ] kW P Pr arbext a89 , 48 98 , 0 89 , 492 21 1 o La piesele de pe axa geometrica II:o La roata dintata cilindrica condusa 2:[ ] kW P Pa a39 , 48 97 , 0 89 . 491 2 o La roata dintata cilindrica conducatoare 2:[ ] kW P Pa39 , 48 .2 ' 2 o La piesele de pe axa geometrica III:o La roata dintata cilindrica condusa 3:[ ] kW P Pa a93 , 46 97 , 0 39 . 48' 2 3 o La arborele III (in exterior):[ ] kW P Pr arbext99 , 45 98 , 0 93 , 463 3 o La piesele de pe axa geometrica LI :o La roata de lant L1 :[ ] kW P Pr c arbext L61 . 44 98 , 0 99 , 0 99 , 4523 1

o La piesele de pe axa geometrica LII :o La roata de lant L2 :[ ] kW P PL L L93 , 41 94 , 0 61 . 441 2 o La utilajul de actionare:[ ] kW P Pc r L p68 , 40 99 , 0 98 , 0 93 , 412

8 c. Determinarea momentelor de tensiune maxime In scopul dimensionarii principalelor organe de masini este necesar sa se calculeze momentele de tensiune maxime. [ ] cm daNPMt 410 02 , 1

o La piesele de pe axa geometrica I:o La motor:[ ] cm daNPMImtm 68 , 350660 , 1464 , 5010 02 , 1 10 02 , 14 4 o La arborele I (in exterior):[ ] cm daNPMIarbextarbext t 2 , 347160 , 14689 , 4810 02 , 1 10 02 , 14 1 41 o La roata dintata cilindrica conducatoare 1:[ ] cm daNPMaa t 62 , 3401607 , 14689 , 4810 02 , 1 10 02 , 1411 41

o La piesele de pe axa geometrica II:o La roata dintata cilindrica condusa 2:[ ] cm daNPMt 81 , 1009987 . 4839 . 4810 02 , 1 10 02 , 1422 42

o La roata dintata cilindrica conducatoare 2:[ ] cm daNPMat 81 . 1009987 , 4839 , 4810 . 02 , 1 . 10 . 02 , 142' 2 4' 2

o La piesele de pe axa geometrica III:o La roata dintata cilindrica condusa 3:[ ] cm daNPMIIIt 3195598 , 1493 , 4610 02 , 1 10 02 , 14 3 43

o La arborele III (in exterior):[ ] cm daNPMarbextarbext t 95 , 3131498 , 1499 , 4510 02 , 1 10 02 , 1433 43 o La piesele de pe axa geometrica LI :oLa roata de lant L1 :9[ ] cm daNPMLLL t 3 . 3037598 . 1461 , 4410 02 , 1 10 02 , 1411 41 o La piesele de pe axa geometrica LII :oLa roata de lant L2 :[ ] cm daNPMLLL t 32 , 3140162 . 1393 . 4110 02 , 1 10 02 , 1422 42 oLa pompa:[ ] cm daNPMLptp 198 , 3046565 , 1436 , 4510 02 , 1 10 02 , 1424

10

4. CALCULUL DE REZISTENTA AL PRINCIPALELOR ORGANEDE MASINI ALE REDUCTORULUI DE TURATIE4.1. Calculul angrenajului cilindric cu dinti inclinati (1 2) 4.1.1.1 Date de proiectare 1.Puterea la roata conducatoare: [ ] kW Pa89 , 481 2.Turatia pinionului:[ ] min / 14001rot n 3.Raportul de angrenare:312 u4.Durata de functionare a angrenajului:( ) 20000 ... 10000 hL. Se adopta:15000 hL5.Numarul de roti cu care angreneaza pinionul respectiv roata condusa:11 ; 22 6. Profilul cremalierei de referinta: n fn n an nm c h 38 , 0 ; 25 , 0 ; 1 ; 200*0*0 0 4.1.2. Alegerea materialelor si stabilirea tensiunilor limita 1. Alegerea materialelor rotilor dintate si stabilirea tratamentelor termice Rotile dintate cilindrice 1 2 se executa dintr-un otel de cementare.Viteza periferica este:[ ] s min Pva/ 11 , 8 1 , 0 36 , 1 1 , 041221 1 In functie de viteza periferica v, se alege otelul avand urmatoarele caracteristici mecanice: OLC 10 HRC = 56 HB = 170[ ] MPar500 MPa 29002 r C C TTe+ + :112. Stabilirea tensiunilor limita pentru solicitarea de contact respectiv de incovoiere [ ]21 lim/ 1500 mm NH [ ]22 lim/ 1400 mm NH [ ]21 lim/ 700 mm NF [ ]22 lim F/ 600 mm N 4.1.3. Calculul de predimensionare 1. Numarul de dinti al pinionului, respectiv al rotii dintate: 60 ; 202 1 z z2. Raportul de angrenare real: 3206012 zzu 3. Calculul rezistentelor admisibile pentru solicitarea de contact, respectiv de incovoiere, la predimensionare:[ ] MPa Z Zw N H HP85 , 1526 17 , 1 1 1500 87 , 0 87 , 01 1 lim 1 [ ] MPa Z Zw N H HP06 , 1425 17 , 1 1 1400 87 , 0 87 , 02 2 lim 2 ( ) [ ] MPaHP HP HP06 , 1425 , min2 1 [ ] MPa Y YN F FP6 . 537 96 , 0 1 700 8 , 0 8 , 01 1 1 lim 1 [ ] MPa Y YN F FP6 . 465 97 , 0 1 600 8 , 0 8 , 02 2 2 lim 2 17 , 1 wZ 71 1 110 126 1 15000 66 . 466 60 60 h LL n N11 NZ 62 2 210 9 , 41 1 15000 66 , 466 60 60 h LL n N 12 NZ56 , 1 92 , 2010 cos20cos13 311 sa nYZz 96 , 01 Y 76 , 1 78 . 6210 cos60cos23 322 sa nYZz

97 , 02 Y4. Numarul critic de dinti al pinionului, la predimensionare:( ) 37 , 0 370 , 010 cos20cosarctgtg tgtgtnt

30 , 20 t ( ) 165 , 0 28 , 20 cos 10 cos arctg tg tg tgb t b 39 , 9 b ( ) ( )b HPFPH E Fa sa cr nZ Z ZuuY Y z 2 2121 1 1cos1 13 , 1 ... 1 + 126 , 0 ; 25 , 1 ; 99 , 0 cos ; 47 . 2 cos 49 , 2 ; 8 , 189 ZE a A HK Z Z ( ) + 39 . 9 cos106 . 14256 . 53799 , 0 47 , 2 8 , 18931 32 , 12 221 1 1 Fa sa cr nY Y z96 . 21 10 cos 23 cos23 25 , 94311 1 1 1 cr n crcr Fa sa cr nz zz Y Y z5. Criteriul sigurantei in functionare a angrenajului, la predimensionare: < 96 . 21 201 1 crz zsolicitarea principala este solicitarea de contact6. Distanta intre axe:( ) ( ) ( ) 32211 9 , 0 ... 8 , 0H E AHP aa twZ Z Z KuMu a + ( ) ( ) 814 . 93 99 , 0 47 , 2 8 , 189 25 . 13 06 , 1425 6 , 010 62 . 34011 3 8 , 03222 + wa ( ) ( ) 54 . 105 99 , 0 47 , 2 8 , 189 25 . 13 06 . 1425 6 , 010 62 , 34011 3 9 , 03222 + wa

7. Momentul de torsiune la arborele pinionului:[ ] NmmnPMaa t11 6110 55 , 9 8. Coeficientii de latime:22 ; 1 ; 6 , 0 m d a4.1.4.Calculul de dimensionare si verificare 1. Modulul danturiimin2 1cos2mz zamwn + [ ] mm mn31 , 2 10 cos60 20814 . 93 201 t [ ] mm mn598 , 2 10 cos60 2054 , 105 202 +13 [ ] mm mn5 , 3 2. Calculul elementelor geometrice ale rotilor si angrenajului2.1. Date initiale privind definirea geometrica a danturii angrenajului 1. Numar de dinti:201 z ;602 z ;2. Modulul normal: [ ] mm mn5 , 3 ;3. Unghiul de inclinare de divizare: 010 ;4. Unghiul de presiune de referinta (normal) de divizare: 0020 n ;5. Coeficientul (normal) al capului de referinta a dintelui:1*0anh ;6. Coeficientul (normal) al jocului de referinta la capul dintelui: 25 , 0*0nC ;2.2. Calculul elementelor geometrice de baza ale angrenajelor sirotilor dintate cu dinti inclinati1. Distanta intre axe de referinta:( ) ( )[ ] mmz z man77 . 14110 cos 260 20 5 , 3cos 202 1+ + [ ] mm aw142 2. Unghiul de presiune de referinta (frontal): 00028 . 2010 cos20cos1]1

1]1

tgarctgtgarctgnt

3. Unghiul de angrenare (frontal), (unghiul de presiune (frontal) pe cilindrul de rostogolire): 1]1

1]1

53 , 20 28 , 20 cos14277 . 141arccos cos arccos0twtwaa

4. Involuta unghiului t:016011 , 0 t t ttg inv 5. Involuta unghiului tw: 017004 , 0 tw tw twtg inv 6. Coeficientul (nornal) al deplasarilor de profil insumate:14( ) ( ) 109 , 0 016011 . 0 017004 , 020 260 20202 1 + +tginv invtgz zxt twnns 7. Coeficientul (frontal) al deplasarilor de profil insumate:( ) ( ) 107 , 0 016011 , 0 017004 , 028 , 20 260 20202 1 + +tginv invtgz zxt twtts 8. Coeficientul (normal) al deplasarilor de profil:2 1 n n nsx x x + 2 1 2 12 12211z z xz zx xzxzxns n n n n+++ a. La pinion (1):027 , 0 109 , 060 20202 111 + +ns nxz zzx

b. La roata (2):082 , 0 109 , 060 20602 122 + +ns nxz zzx

9. Coeficientul frontal al deplasarilor de profil:a. La pinion (1): 025 , 0 10 cos 027 , 0 cos01 1 n tx x b. La roata (2):081 , 0 10 cos 082 , 0 cos02 2 n tx x

10.Modulul frontal:

[ ] mmmmnt55 , 310 cos5 . 3cos0

11. Diametrul de divizare:a. Al pinionului (1):[ ] mm z m dt71 20 55 , 31 1

Al rotii (2):[ ] mm z m dt213 60 55 , 32 2 12. Raportul de angrenare: 15320601212 zzu 13. Diametrul de rostogolire:a. Al pinionului (1):[ ] mmuadww711 3142 212121++ b. Al rotii (2):[ ] mmuu adww2131 33 142 21212122+ + 14. Coeficientul (normal) de modificare a distantei intre axe:066 , 05 , 377 . 1141 142nwnma ay 15. Coeficientul (normal) de micsorare a jocului de referinta la cap:043 , 0 066 , 0 109 , 0 n ns ny x y 16. Diametrul de picior:a. Al pinionului (1): ( )( ) [ ] mm dm x C h d dfn n n an f43 , 62 5 , 3 027 , 0 25 , 0 1 2 71211* *1 1 + + b. Al rotii (2):

( )( ) [ ] mm dm x C h d dfn n n an f82 , 204 5 , 3 082 , 0 25 , 0 1 2 213222* *2 2 + + 17. Inaltimea dintelui:( ) ( ) [ ] mm m C h hn n an875 . 7 5 . 3 25 , 0 1 2 2* * + +

18. Inaltimea dintelui scurtat (in scopul restabilirii jocului la cap egal cu cel de referinta):[ ] mm m y h hn n sc72 . 7 5 , 3 043 . 0 875 , 7

19. Diametrul de cap de referinta (cu dinti nescurtati):16a. Al pinionului (1): [ ] mm h d df a18 , 78 875 , 7 2 439 . 62 21 1 + + b. Al rotii (2):[ ] mm h d df a57 , 220 875 , 7 2 82 , 204 22 2 + + 20. Diametrul de cap scurtat (cu dinti scurtati in scopul restabilirii jocului la cap egal cu cel de referinta):a. Al pinionului (1): [ ] mm h d dsc f sc a88 , 77 72 , 7 2 439 , 62 21 1 + +

b. Al rotii (2):[ ] mm h d dsc f sc a26 , 220 2 , 7 2 82 , 204 22 2 + + 17Toate elementele geometrice s-au determinat conform schemei urmatoare:3. Viteza periferica pe cercul de divizare[ ] s mn dv / 20 , 510 601400 7110 603 31 1

4. Alegerea treptei de precizie a rotilor dintate si angrenajelor si stabilirea corelatiei dintre procedeul tehnologic final de executie arotii dintate si treapta de precitie rezultataSe alege corespunzator conditiilor de functionare, domeniului de utilizare si vitezei periferice a angrenajului.Se alege treapta de precizie: 8 corespunzatoare angrenajelor de precizie medie (ale reductoarelor de uz general, cele importante pentru masini agricole, masini de ridicat, respectiv mai putin importante din industria aeronautica si auto). Angrenaje de masini unelte care nu intervin in lanturile de divizare.5. Alegerea rugozitatii flancurilor si a zonei de racordare si stabilirea corelatiei dintre procedeul tehnologic final de executie a rotii dintate si rugozitatea flancurilorSe alege rugozitatea: [ ] m Ra 2 , 32 , 1 corespunzatoare frezarii ingrijite. 6. Alegerea lubrifiantului18Se alege lubrefiantul (tipul si vascozitatea cinematica a castuia): vascozitatea cinematica (se alege in functie de materialul rotii dintate de dimensiune mare din angrenaj) , in( ) cSt s mm1 2 , determinata la temperatura deC 50 , recomandata pentru viteza[ ] s m v / 20 . 5 este:( ) cSt s mm1 2120 .In functie de vascozitate se alege lubrifiantul: TIN 125 EP.7. Calculul factorilor din relatiile de verificare a tensiunilora. Factorul inclinarii dintelui pentru solocitarea de contact respectiv de incovoiere:99 , 0 10 cos cos mZ 89 , 01201021 , 1 112010 mY 21 , 110 sin22sin m

b. Factorul zonei de contact:47 , 253 . 20 28 . 20 cos2 39 . 9 coscoscos 22 tg tw tgZtbH c. Factorul concentratorului de tensiuni:56 , 11 saY

76 , 12 saYd. Factorul de forma al dintelui:81 , 21 FaY 27 , 22 FaYe. Factorul gradului de acoperire pentru solicitarea de contact, respectiv de incovoiere:( )11]1

+

,_

++

,_

+ttantantg z z zh zzh z 2 1222*2 212*1coscos 2coscos 221( ) 63 , 1 28 , 20 60 20 6028 , 20 cos10 cos 1 2 602028 , 20 cos10 cos 1 2 2021222211]1

+ ,_

++ ,_

+ tg63 , 1

78 , 063 , 11 1 Z

19( )11]1

+

,_

++

,_

+t n n ntan nntan nmtg z z zh zzh z 2 1222*2 212*1coscos 2coscos 221( ) 28 . 2 64 . 20 78 . 62 92 . 20 78 . 6028 . 20 cos10 cos 1 2 78 . 6292 . 2028 , 20 cos10 cos 1 2 92 . 2021222211]1

+ ,_

++ ,_

+ tgm

66 , 028 . 21 1 mvZ 66 , 0 vZ

57 , 028 . 275 , 025 , 075 , 025 , 0 + + mvY

57 , 0 vYf. Factorul dinamic:( ) precizie de treapta z v f Kv_ _ , ,1. Se adopta:Kv=1,1g. Factorul repartitiei sarcinii pe latimea danturii pentru solicitarea de contact, respectiv de incovoiere:25 , 1 HK

3 , 1 FK

h. Factorul repartitiei frontale a sarcinii pe perechile de dinti aflate simultan in angrenare, pentru solicitarea de contact, respectiv de incovoiere:( ) ( ) 69 , 2 178 , 015 , 0 82 , 1 2 1 115 , 0 2 12 2

,_

+

,_

+ Zq KH44 ; 82 . 12 . 8502 . 95824 441 , 0 441 , 0 4

,_

+

,_

+ pbrtpbrfbFfq02 . 95827110 62 . 3401 2 2211 dMFa tt2 . 85 142 6 , 0 w aa b

96 , 2 82 , 1 63 , 1 q KF 8. Rezistentele admisibile pentru calculul de verificare20[ ] MPaZ Z Z Z ZSZHPx w v R LHN HHP72 . 1509 1 17 , 1 98 , 0 98 , 0 03 , 115 , 11 15001min1 1 lim1

[ ] MPaZ Z Z Z ZSZHPx w v R LHN HHP1409 1 17 , 1 98 , 0 98 , 0 03 , 115 , 11 14002min2 2 lim2 ( ) [ ] MPaHP HP HP1409 , min2 1 03 , 1 LZ98 , 0 RZ 98 , 0 vZ 17 , 1 wZ 1 xZ 15 , 1minHS25 , 1minFS[ ] MPa Y Y YSYx RFN FFP85 . 526 1 98 , 0 96 , 025 , 11 7001 1 1min1 1 lim1 [ ] MPa Y Y YSYx RFN FFP29 . 456 1 98 . 0 97 , 025 , 11 6002 2 2min2 2 lim2 12 , 1NY97 . 096 , 021YY

98 . 02 , 1RY 12 , 1xY9. Numarul critic de dinti al pinionului, la verificare( )b HPFPH EF FH HFa sa cr nZ Z Z ZuuY Y K KK KY Y z 2 2121 1 1cos1 1 +( ) 59 , 8239 . 9 cos1140985 . 52647 , 2 99 ., 0 78 , 0 8 , 18931 389 , 0 57 . 0 96 , 2 3 , 169 , 2 25 , 12 221 1 1 + Fa sa cr nY Y z13 . 20 cos cos59 . 8221 11 1 1 b cr n crFa sa cr nz zY Y z 10. Criteriul sigurantei in functionare a angrenajului pentru dimensionare si verificare2113 . 20 201 1 crz z, solicitarea principala este solicitare de contact. 11. Distanta intre axe( ) ( ) 322221coscos21twtH E H H v AHP aa twZ Z Z Z K K K KuMu a + ( ) ( )32222253 . 20 cos28 . 20 cos47 , 2 98 , 0 66 , 0 8 , 189 69 . 2 25 , 1 1 , 1 25 , 13 1409 6 , 0 210 62 . 34011 3 + wa[ ] mm aw09 . 109 1 AK .2512. Recalcularea coeficientului de latime27 , 014209 . 1096 , 033

,_

,_

wSTASwa arecaa

Se verifica indeplinirea conditiei:12 , 0 ... 10 , 0 ; 55 , 06 , 027 , 01 1 > a aaarec13. Latimea pinionului si rotii[ ] mm a bwSTAS arec1 . 78 142 55 , 02

( ) [ ] mm b b 1 . 92 7 2 1 . 78 10 ... 5 22 1 + + 14. Verificarea angrenajului la cealalta solicitare( )1 1 1222121 11coscoscos 21FP Fa sa F F v Atwtwa tFY Y Y Y K K K Ka bu z M +( )19 . 378 8 , 2 89 , 0 57 , 0 96 , 2 3 , 1 1 , 1 25 . 153 . 20 cos28 . 20 cos10 cos 09 . 109 1 . 92 21 3 20 10 62 . 34012222 21 + F 21212211 2 FPsasaFaFaF FYYYYbb [ ] MPaF92 . 40756 , 176 , 18 , 227 , 21 . 781 . 9219 . 3782 22[ ] [ ] MPa MPaFP F29 . 456 92 , 4072 2 < 4.2. Calculul angrenajului cilindric cu dinti inclinati (2 3) 4.2.1.1 Date de proiectare 1.Puterea la roata conducatoare:[ ] kW Pa39 . 48' 2 2.Turatia pinionului:[ ] min / 67 , 466' 2rot n 3.Raportul de angrenare:26 , 33 ' 2 u 4.Durata de functionare a angrenajului:( ) 20000 ... 10000 hL. Se adopta:15000 hL5.Numarul de roti cu care angreneaza pinionul respectiv roata condusa:1' 2 ;13 6. Profilul cremalierei de referinta: n fn n an nm c h 38 , 0 ; 25 , 0 ; 1 ; 200*0*0 0 4.2.2. Alegerea materialelor si stabilirea tensiunilor limita 1. Alegerea materialelor rotilor dintate si stabilirea tratamentelor termice Rotile dintate cilindrice 2 3 se executa dintr-un otel de imbunatatire.Viteza periferica este:[ ] s min Pva/ 57 , 4 36 , 1 1 , 043 ' 22' 2 ' 2 In functie de viteza periferica v, se alege otelul avand urmatoarele caracteristici mecanice: OLC40Cr10 HRC 56 HB = 260[ ] MPar1000 [ ] MPa 56002 : TTimbunatatiresi calire superficiala2. Stabilirea tensiunilor limita pentru solicitarea de contact respectiv de incovoiere [ ]2' 2 lim/ 800 mm NH [ ]23 lim/ 750 mm NH 23[ ]2' 2 lim/ 600 mm NF [ ]23 lim F/ 550 mm N 4.2.3. Calculul de predimensionare 1.Numarul de dinti al pinionului, respectiv al rotii dintate: 85 ; 263 ' 2 z z2.Raportul de angrenare real: 26 , 32685' 23 zzu

3.Calculul rezistentelor admisibile pentru solicitarea de contact, respectiv de incovoiere, la predimensionare:[ ] MPa Z Zw N H HP48 , 786 13 , 1 1 800 87 , 0 87 , 0' 2 ' 2 lim ' 2 [ ] MPa Z Zw N H HP325 , 737 13 , 1 1 450 87 , 0 87 , 03 3 lim 3 ( ) [ ] MPaHP HP HP25 , 737 , min3 ' 2 [ ] MPa Y YN F FP4 . 470 98 . 0 1 600 8 , 0 8 , 02 2 2 lim 2 [ ] MPa Y YN F FP440 1 1 550 8 , 0 8 , 03 3 3 lim 3 13 , 1 wZ

1' 2NZ

13 NZ` 59 , 1 22 . 2715 cos26cos' 23 3' 2' 2 sa nYZz

98 , 0' 2Y 75 , 1 99 , 8815 cos85cos33 333 sa nYZz 999 . 03 Y4.Numarul critic de dinti al pinionului, la predimensionare: 73 . 2015 cos20costg tgarctgnt

73 , 20 t 01 . 15 067 . 14 73 , 20 cos 15 cosb t btg tg arctg

01 , 15 b( ) ( )b HPFPH E Fa sa cr nZ Z ZuuY Y z 2 2' 22' 2 ' 2 ' 2cos1 13 , 1 ... 1 + =( ) 16 , 25202 . 15 cos132 . 7374 . 47047 , 2 99 ., 0 8 , 18926 . 31 26 , 312 221 1 1 tFa sa cr nY Y z246 , 0 ; 25 , 1 ; 99 , 0 ; 47 , 2 ; 8 , 189 ZE a A HK Z Z64 16 . 252' 2 1 1 1 cr Fa sa cr nz Y Y zZ2cr 105.Criteriul sigurantei in functionare a angrenajului, la predimensionare: < 12 . 61 26' 2 ' 2 crz zsolicitarea principala este solicitarea de contact6.Distanta intre axe:( ) ( ) ( ) 322' 21 9 , 0 ... 8 , 0H E AHP atwZ Z Z KuMu a + ( ) ( ) ] [ 37 , 228 47 , 2 99 , 0 8 , 189 25 , 126 , 3 32 . 737 5 , 010 81 . 100991 26 , 3 8 , 03222mm aw + [ ] mm aw37 . 228 ( ) ( ) ] [ 91 . 256 47 , 2 99 , 0 8 , 189 25 , 126 , 3 32 . 737 5 , 010 81 . 100991 26 , 3 9 , 03222mm aw + [ ] mm aw91 . 256 7.Coeficientii de latime:20 ; 8 , 0 ; 5 , 0 m d a4.2.4.Calculul de dimensionare si verificare 1.Modulul danturiimin3 ' 2cos2mz zamwn + [ ] mm mn97 . 3 15 cos85 2637 , 228 20 +[ ] mm mn47 . 4 15 cos85 2691 . 256 20 + [ ] mm mn5 , 4 2.Calculul elementelor geometrice ale rotilor si angrenajului2.1. Date initiale privind definirea geometrica a danturii angrenajului 1. Numar de dinti:26' 2 z ; 853 z;2. Modulul normal: [ ] mm mn5 , 4 ;253. Unghiul de inclinare de divizare: 015 ;4. Unghiul de presiune de referinta (normal) de divizare: 0020 n ;5. Coeficientul (normal) al capului de referinta a dintelui:1*0anh ;6. Coeficientul (normal) al jocului de referinta la capul dintelui: 25 , 0*0nC ;2.2. Calculul elementelor geometrice de baza ale angrenajelor sirotilor dintate cu dinti inclinati1. Distanta intre axe de referinta:( ) ( )[ ] mmz z man56 , 25815 cos 285 26 5 , 4cos 203 ' 2+ + [ ] mm aw259 2. Unghiul de presare de referinta (frontal): 000647 , 2015 cos20cos1]1

1]1

tgarctgtgarctgnt 3. Unghiul de angrenare (frontal), (unghiul de presiune (frontal) pe cilindrul de rostogolire): 1]1

1]1

89 . 20 64 , 20 cos25956 . 258arccos cos arccos0twtwaa 4. Involuta unghiului t:017517 , 0 t t ttg inv

5. Involuta unghiului tw: 018620 , 0 tw tw twtg inv 6. Coeficientul (nornal) al deplasarilor de profil insumate:( ) ( ) 168 , 0 017517 , 0 01862 , 020 285 26203 ' 2 + +tginv invtg z zxt twnns 7. Coeficientul (frontal) al deplasarilor de profil insumate:( ) ( ) 162 , 0 017517 , 0 018620 , 064 , 20 285 26203 ' 2 + +tginv invtg z zxt twtts 8. Coeficientul (normal) al deplasarilor de profil:26162 . 03 ' 2 + n n nsx x x3 ' 2 3 ' 23 ' 233' 2' 2z zxz zx xzxzxns n n n n+++ a. La pinion (2):039 , 0 168 , 085 26263 ' 2' 2' 2 + +ns nxz zzx

b. La roata (3):12 , 0 168 , 085 26853 ' 233 + +ns nxz zzx 9. Coeficientul frontal al deplasarilor de profil:a. La pinion (2): 0037 , 0 15 cos 0039 , 0 cos0' 2 ' 2 n tx x

b. La roata (3):11 , 0 15 cos 12 , 0 cos03 3 n tx x

10. Modulul frontal:

[ ] mmmmnt65 , 415 cos5 , 4cos0 11. Diametrul de divizare:a. Al pinionului (2):[ ] mm z m dt9 , 120 26 65 , 4' 2 ' 2 b. Al rotii (3):[ ] mm z m dt25 , 395 85 65 , 43 3 12. Raportul de angrenare: 26 , 32685' 233 ' 2 zzu 13. Diametrul de rostogolire:a. Al pinionului (2):27[ ] mmuadww6 , 1211 26 , 3259 2123 ' 2' 2++ b. Al rotii (3):[ ] mmuu adww5 . 3961 26 , 326 , 3 259 2123 ' 23 ' 23+ + 14. Coeficientul (normal) de modificare a distantei intre axe:0977 , 05 , 456 , 258 259nwnma ay 15. Coeficientul (normal) de micsorare a jocului de referinta la cap:070 . 0 097 , 0 168 , 0 n ns ny x y 16. Diametrul de picior:a. Al pinionului (2):( )( ) 1mm dm x C h d dfn n n an f110 5 , 4 039 , 0 25 , 0 1 2 9 . 1202' 2' 2* *' 2 ' 2 + +

b. Al rotii (3):

( )( ) 08 . 385 5 , 4 12 , 0 25 , 0 1 2 25 , 395233* *3 3 + + fn n n an fdm x C h d d

17. Inaltimea dintelui:( ) ( ) [ ] mm m C h hn n an125 , 10 5 , 4 25 , 0 1 2 2* * + +

18. Inaltimea dintelui scurtat (in scopul restabilirii jocului la cap egal cu cel de referinta):[ ] mm m y h hn n sc80 , 9 5 , 4 070 , 0 12 , 10

19. Diametrul de cap de referinta (cu dinti nescurtati):a. Al pinionului (2):

[ ] mm h d df a24 , 130 12 , 10 2 110 2' 2 ' 2 + +

b. Al rotii (3):[ ] mm h d df a32 . 405 12 , 10 2 08 , 385 23 3 + + 2820. Diametrul de cap scurtat (cu dinti scurtati in scopul restabilirii jocului la cap egal cu cel de referinta):a. Al pinionului (2): [ ] mm h d dsc f sc a60 . 129 805 . 9 2 110 2' 2 ' 2 + + b. Al rotii (3):[ ] mm h d dsc f sc a68 , 404 80 . 9 2 08 , 385 23 3 + + Toate elementele geometrice s-au determinat conform schemei urmatoare:3.Viteza periferica pe cercul de divizare[ ] s mn dv / 95 , 210 6066 . 466 9 . 12010 603 3' 2 ' 2 4.Alegerea treptei de precizie a rotilor dintate si angrenajelor si stabilirea corelatiei dintre procedeul tehnologic final de executie arotii dintate si treapta de precitie rezultataSe alege corespunzator conditiilor de functionare, domeniului de utilizare si vitezei periferice a angrenajului.29Se alege treapta de precizie: 8 corespunzatoare angrenajelor de precizie medie (ale reductoarelor de uz general, cele importante pentru masini agricole, masini de ridicat, respectiv mai putin importante din industria aeronautica si auto). Angrenaje de masini unelte care nu intervin in lanturile de divizare.5.Alegerea rugozitatii flancurilor si a zonei de racordare si stabilirea corelatiei dintre procedeul tehnologic final de executie a rotii dintate si rugozitatea flancurilorSe alege rugozitatea: [ ] m Ra 2 ., 33 , ' 2 corespunzatoare frezarii ingrijite. 6.Alegerea lubrifiantuluiAles la angrenajul 1-2.7.Calculul factorilor din relatiile de verificare a tensiunilora. Factorul inclinarii dintelui pentru solocitarea de contact respectiv de incovoiere:98 , 0 15 cos cos mZ

8 , 01201564 , 1 112010 mY 647 , 115 sin20sin m

b. Factorul zonei de contact:31 , 264 , 20 2 sin15 cos22 sincos2 tmHZ c. Factorul concentratorului de tensiuni:6 , 1' 2saY

77 , 13 saYd. Factorul de forma al dintelui:58 , 2' 2FaY 21 , 23 FaYe. Factorul gradului de acoperire pentru solicitarea de contact, respectiv de incovoiere:( )11]1

+

,_

++

,_

+ttantantg z z zh zzh z 3 ' 2232*3 2' 22*' 2coscos 2coscos 221( ) 70 . 1 64 , 20 85 26 8564 , 20 cos15 cos 1 2 852664 , 20 cos15 cos 1 2 2621222211]1

+ ,_

++ ,_

+ tg3070 . 1 76 , 070 . 11 1 Z 651 , 0 Z( )11]1

+

,_

++

,_

+t n n ntan nntan nmtg z z zh zzh z 3 ' 2232*3 2' 22*' 2coscos 2coscos 221( ) 65 . 1 64 , 20 99 . 88 22 . 27 99 . 8864 , 20 cos15 cos 1 2 99 . 8822 , 2764 , 20 cos15 cos 1 2 22 . 2721222211]1

+ ,_

++ ,_

+ tgm=65 , 1 m

77 , 065 , 11 1 mvZ

7 , 065 , 175 , 025 , 075 , 025 , 0 + + mvY

70 , 0 Yf. Factorul dinamic:( ) precizie de treapta z v f Kv_ _ , ,1. Se adopta:01 , 1 vKg. Factorul repartitiei sarcinii pe latimea danturii pentru solicitarea de contact, respectiv de incovoiere:04 , 1 HK

01 , 1 FK

h. Factorul repartitiei frontale a sarcinii pe perechile de dinti aflate simultan in angrenare, pentru solicitarea de contact, respectiv de incovoiere:( ) ( ) 55 . 2 177 , 015 , 0 63 . 1 2 1 115 , 0 2 12 2

,_

+

,_

+ Zq KH44 ; 63 . 15 . 12980 . 163804 441 , 0 441 , 0 4

,_

+

,_

+ pbrtpbrfbFfq[ ] NdMFtt14 . 167119 . 12010 81 . 10099 2 22' 2' 2 [ ] mm a bw a5 . 129 259 5 , 0

77 , 2 70 . 1 63 . 1 q KF 8.Rezistentele admisibile pentru calculul de verificare31x w v R LHN HHPZ Z Z Z ZSZmin' 2 ' 2 lim' 2 [ ] MPaHP18 . 715 1 15 , 1 95 , 0 84 , 0 03 , 115 , 11 800' 2 [ ] MPaZ Z Z Z ZSZHPx w v R LHN HHP45 . 616 1 15 , 1 95 , 0 84 , 0 03 , 115 , 11 7503min3 3 lim3 ( ) [ ] MPaHP HP HP45 . 616 , min3 ' 2

03 , 1 LZ84 , 0 RZ15 , 1 wZ 1 xZ 15 , 1minHS25 , 1minFS

[ ] MPa Y Y YSYx RFN FFP456 1 97 , 0 98 , 025 , 11 600' 2 ' 2 ' 2min' 2 ' 2 lim' 2

[ ] MPa Y Y YSYx RFN FFP068 . 431 1 97 , 0 01 , 125 , 11 5503 3 3min3 3 lim3

13 , ' 2NY01 , 198 , 03' 2YY 97 , 03 , ' 2RY 003 , 13 , ' 2xY9.Numarul critic de dinti al pinionului, la verificare( )b HPFPH EF FH HFa sa cr nZ Z Z ZuuY Y K KK KY Y z 2 2' 22' 2 ' 2 ' 2cos1 1 +( ) 293012 . 15 cos145 . 61629 . 45631 , 2 98 , 0 76 , 0 8 , 18926 , 31 26 , 379 , 0 70 , 0 77 . 2 1 03 , 155 . 2 04 , 12 22' 2 ' 2 ' 2 + Fa sa cr nY Y z51 . 67 012 , 15 cos 15 cos 75 cos cos2932' 2 ' 2' 2 ' 2 ' 2 b cr n crFa sa cr nz zY Y z 10. Criteriul sigurantei in functionare a angrenajului pentru dimensionare si verificare3281 . 67 26' 2 ' 2 crz z, solicitarea principala este solicitare de contact. 11. Distanta intre axe( ) ( )32222' 2coscos21twtH E H H v AHP aa twZ Z Z Z K K K KuMu a + ( ) ( ) 12 . 27089 , 20 cos64 , 20 cos3 , 2 98 , 0 76 , 0 8 , 189 55 , 2 04 , 1 01 , 1 2 , 126 , 3 45 . 616 5 , 0 210 81 . 100991 26 , 3322222 + wa 25 . 1 AK12. Recalcularea coeficientului de latime56 . 025912 . 2705 , 033 ,_

,_

wSTASwa arecaa Se verifica indeplinirea conditiei:12 , 0 ... 10 , 0 ; . 12 , 05 , 056 . 01 1 > a aaarec13. Latimea pinionului si rotii[ ] mm a bwSTAS arec04 . 145 259 56 . 03 ( ) [ ] mm b b 04 . 155 5 2 78 . 108 10 ... 5 23 ' 2 + +

14. Verificarea angrenajului la cealalta solicitare( )' 2 ' 2 ' 2222' 22' 2 ' 2' 2coscoscos 21FP Fa sa F F v AtwtwtFY Y Y Y K K K Ka bu z M +( )25 . 208 58 , 2 60 , 1 79 , 0 79 , 0 77 , 2 13 , 1 01 , 1 25 , 189 . 20 cos64 , 20 cos15 cos 12 . 270 041 . 155 21 26 , 3 26 10 81 . 100992222 2' 2 + F[ ] [ ] MPa MPaFP F29 , 456 25 . 208' 2 ' 2 < 3' 23' 233' 2' 2 3 FPsasaFaFaF FYYYYbb [ ] MPaF98 . 2106 . 177 , 158 , 221 , 204 . 14504 . 15525 . 2083 [ ] [ ] MPa MPaFP F06 . 431 98 . 2103 3 < 4.2.5. Calculul fortelor dezvoltate in angrenajele reductorului de turatie 33Se face pe baza schemei urmatoare:Fortele dezvoltate in cele doua angrenaje sunt:La angrenajul (1 2): [ ] daNdMFa tt20 , 9587110 62 . 3401 2 2111 [ ] daN tg tg F Ft a95 . 168 10 20 . 9581 1 [ ] daNtg tgF Fnt r13 , 35410 cos2020 . 958cos1 1 Pe baza principiului actiunii si reactiunii rezulta:[ ] daN F Ft t20 . 9581 2 [ ] daN F Fa a95 . 1681 2 34[ ] daN F Fr r13 . 3541 2 La angrenajul (2 3): [ ] daNdMFa tt77 . 16709 . 12010 81 . 10099 2 2' 2' 2' 2 [ ] daN tg tg F Ft a68 . 447 15 77 . 1670' 2 ' 2

[ ] daNtg tgF Fnt r56 . 62915 cos2077 . 1670cos' 2 ' 2 Pe baza principiului actiunii si reactiunii rezulta:[ ] daN F Ft t77 . 1670' 2 3 [ ] daN F Fa a68 . 447' 2 3 [ ] daN F Fr r56 . 629' 2 3 4.13. Calculul unor elemente ale carcasei a. Unele elemente constructive ale reductorului de turatiese prezinta in figuraurmatoare35Dimensiunile constructive ale reductorului de turatie sunt:Distanta de la roata dintata la peretele reductorului:[ ] mm a 15 10 ; pentru reductoare mari a se ia mai mare (se alege functie de precizia de executie si montaj a reductorului)Latimea butucului rotilor dintate: se determina pe baza latimii calculate si in functie de constructia rotii[ ][ ] mm bmm a ba11050 10 51 Latimea lagarelor: se alege functie de diametrul arborelui din catalogul de rulmenti, valori apreciate pentru rulmenti de serie mijlocie STAS 3920-87Rulment 30308 T1=25.25Rulment 32212 T2=33.5Rulment 30314 T3=38 36Distanta intre rotile dintate montate pe aceeasi axa: sunt valabile indicatiile date la cota a [ ] mm c 15 10 Distanta minima intre rotile dintate si peretele interior al carcasei reductorului: > 2 , 1 grosimea peretelui carcasei reductorului Distanta intre lagarele arborelui cu consola: ( ) [ ] mm d l 138 3 ... 5 , 2 ' ddiametrul arboreluiLungimea arborelui intre punctele de reazem (valoarea luata in calculul arborilor):[ ] mm l 258 Distanta de la organele de antrenare ale arborelui la punctul de reazem:[ ] mmll lBl 45 , 822 254 3 1 + + + Distanta de la elementul rotitor pana la capacul lagarului di carcasa:[ ] mm l 20 154 Lungimea partii din arbore pe care se monteaza elementele de actionare: se alege in functie de lungimea portiunii canelate sau a penei necesare fixarii rotii pe arbore( ) [ ]] [ 54 36 5 . 1 .102 5 , 1 2 , 1552mm lmm d l ] [ 68 mm d diametrul arborelui Distanta de la cuplaj la capacul lagarului: se alege in functie de tipul cuplajului si de posibilitatile de montaj:[ ] mm l 726 Distanta dintre rotile dintate si arbori:[ ][ ] mm lmm l722077b. Unele elemente ale carcasei 37Aceste elemente sunt:1. Grosimile peretilor si nervurilor:corpului:mm a 5 ... 2 03 , 0 + capacului: ) 1 8 , 0 (1 nervurilor corpului si capacului: ) 1 8 , 0 ( s2. Latimile si grosimile flanselor: latimea exterioara: R b a ke + latimea totala: + + b a kt grosimea flansei corpului: ) 2 5 , 1 ( h grosimea flansei capacului: ) 2 5 , 1 (1 h3. Diametrele suruburilor:de fixare a talpii: ) 2 5 , 1 ( dde fixare a lagarelor:d d 75 , 01 de fixare a flanselor:d d 5 , 02 distanta dintre suruburi:mm S 200 150 4. Latimile si grosimile talpii: latimea superioara: 2 , 0 + + b a ls latimea fetei de rezemare: 2 , 1 + + b a lr grosimea talpii fara proeminente: ) 75 , 2 25 , 2 ( t grosimea talpii cu proeminente: 5 , 11 t inaltimea proeminentelor: ) 5 , 0 25 , 0 (2 t5. Inaltimea axei (standardizate R 20):38'. 560 ; 450 ; 400 ; 355 ; 315; 280 ; 250 ; 225 ; 200 ; 180; 160 ; 140 ; 125 ; 112 ; 100H6. Jocul minim dintre roata si carcasa: 2 , 1 c. Verificarea la incalzire a angrenajului In timpul functionarii angrenajului se incalzesc rotile datorita frecarilor dintre dintii acestora. De asemenea, frecarile din lagarele arborilor rotilor dintate produc incalzirea acestora si a carcasei angrenajului.Incalzirea rotilor dintate are ca efect modificarea caracteristicilor mecanice ale materialelor acestora si a caracteristicilor fizico-chimice ale lubrifiantului, accentuand astfel uzura dintilor.Calculul termic al angrenajelor cilindrice urmareste stabilirea unor relatii de determinare a temperatutii maxime de incalzire a lubrifiantului si a elementelor angrenajului in timpul functionarii cu scopul limitarii acestei temperaturi la valori admisibile, care sa nu determine scaderea capacitatii de ungere a lubrifiantului.Calculul termic al angrenajului se face pe baza ecuatiei de echilibru termic al angrenajului in ipotezele : Lucrul mecanic al fortelor de frecare din cuplele cinematice ale angrenajului se transforma in caldura ; Intreaga cantitate de caldura este radiata de peretii carcasei in mediul ambiant.Cantitatile de caldura dezvoltata si radiata in unitatea de timp, prin racire naturala, se determina cu relatiile :( )( ) ( ) + 110031S t t K QP l Qt rt dP1 puterea transmisa prin angrenaj, [kW] ;t randamentulmecanic total al cuplelor cinematice ale mecanismului cu roti dintate :702 , 0 TL c RT c t ( ) 995 , 0 ... 99 , 0 c83 , 02 2 2 r a r a r RT 86 , 02 2 r L r TL Kt factorul de transmitere a caldurii;( ) C m W Kt / / 10 ... 82, pentur o circulatie slaba a aerului;( ) C m W Kt / / 18 ... 142, pentur o circulatie buna a aerului;[ ]2m S- suprafata libera de racire a carcasei transmisiei in care se include si 50% di suprafata nervurilor carcasei; coeficient care tine seama de cantitatea de caldura evacuata prin suprafata de sprijin a carcasei ( ++acc cc cc In care marimile prezentate in relatia de mai sus au urmatoarele expresii:56 . 245009 . 73488 , 0 77 , 066 , 11 11

,_

,_

vk kkck factorul de concentrare al tensiunilor;; 66 , 1 kk factorul dimensional;; 77 , 0 kk factorul de calitate a suprafetei;. 88 , 0 k( )1]1

1]1

11]1

327 . 12323532333353 . 11 27 .. 12 94 , 0395 , 0 ... 90 , 032cmdaN09 , 73453 . 1109 . 846433maxcmdzWcmzWnet zWnet zWiMv 44233 . 13450096 . 72300096 . 7288 , 0 77 , 045 , 1111cmdaNcm vk kkc + ,_

+

,_

k factorul de concentrare al tensiunilor;; 45 , 1 kk factorul dimensional;; 77 , 0 kk factorul de calitate a suprafetei;. 88 , 0 k( ) [ ][ ]33 33333 3231max54 . 241651627 . 23 5 . 24 95 , 0 95 , 0 ... 90 , 096 . 7231 . 2362 . 3401212121cmdWcm W WcmdaNWMpp net pnet pa tm v 1]1

o In sectiunea 4:( ) 2 ... 5 , 1 206 , 285 , 3 7 . 2854 . 3 7 . 22 2 2 2 > ++acc cc cc In care marimile prezentate in relatia de mai sus au urmatoarele expresii:1]1

,_

,_

217 . 2450053 . 72688 , 0 77 , 066 , 11 1cmdaNcvk kk k factorul de concentrare al tensiunilor;; 66 , 1 kk factorul dimensional;; 77 , 0 kk factorul de calitate a suprafetei;. 88 , 0 k45( )1]1

1]1

11]1

327 . 12323532333365 . 11 27 . 12 95 , 0395 , 0 ... 90 , 032cmdaN53 . 72665 . 1109 . 846433maxcmdzWcmzWnet zWnet zWiMv 11]1

+ ,_

+

,_

285 , 3450052 . 284300052 . 28488 , 0 77 , 045 , 1111cmdaNcm vk kkc k factorul de concentrare al tensiunilor;; 45 , 1 kk factorul dimensional;; 77 , 0 kk factorul de calitate a suprafetei;. 88 , 0 k( ) [ ][ ]33 34434 4241max43 . 6162 , 31610 , 6 43 . 6 95 , 0 95 , 0 ... 90 , 052 . 28410 . 620 . 3471212121cmdWcm W WcmdaNWMpp net pnet parbext tm v 1]1

464.4.2. Calculul asamblarii cu panaDimensiunile penei se aleg in functie de diametrul arborelui conform schemei:oIn sectiunea 4:Conform STAS pentru diametrul[ ] mm d 324 se aleg dimensiunile penei[ ] mm h b 8 10 .In functie de elementele geometrice ale arborelui si rotii dintatese obtine:( ) [ ]( ) [ ][ ] mm b l lmm l lmm d lcbb44 10 6 . 4754 5 2 64 10 ... 5 264 32 2 2 ... 5 , 14 Cu aceste elemente geometrice stabilite se face calculul de verificare al asamblarii cu pana paralela:overificarea la presiune de contact:1]1

24158 , 12322 . 3 4 , 4 8 , 020 . 3471 4 4cmdaNd l hMpcarbext tefoverificarea la forfecare:1]1

24175 . 4012 . 3 4 , 5 120 . 3471 2 2cmdaNd l bMarbext tef474.4.3. Calculul de alegere al rulmentilor arborelui IDimensiunile arborelui in principalele sectiuni au fost precizate prin calculul de rezistenta, stabilindu-se diametrul arborelui in zona de rezemare in carcasa prin intermediul rulmentului.Schema de calcul al rulmentilor este:[ ][ ] daN R FdaN R Frr30 . 742104 , 3462 21 1 Conform diametrului adoptat se alege din STAS 3920 rulmentul avnd:d = 35 [mm]D = 80 [mm] B = 23[mm]Ccat = 68 [kN]e = 0,31Y = 1,9 [ ][ ][ ][ ][ ] [ ][ ][ ][ ] daN F PdaN F FdaN F F F S F F FdaN daN F F FdaN FdaN F FdaNYFFdaNYFFra aea a aaFa aea aaea aaea arara30 . 74234 . 19519 . 36479 , 91 85 , 168 34 . 19585 . 16819 . 364 85 . 168 34 , 19534 . 1959 , 130 . 7425 , 0 5 , 079 , 919 , 1104 . 3465 , 0 5 , 02 2'2 21'2 11'1 1'2'1 1'2'11'22 '21 '1 + + +> + > + + + [ ]( ) [ ] daN P P PX VdaN F Y F VX PeFFa rra40 . 830 , max4 , 0 ; 140 . 830 19 . 364 9 , 1 10 . 346 4 , 0 131 , 0 05 , 110 . 34638 . 3642 11 1 1 1 111 + + > 48Se calculeaza capacitatea de incarcare dinamica de baza necesara. [ ] kNnnhhPnnhhPffP Cpppnh70 . 53140033 , 33500600040 . 830103110011010

,_

,_

,_

,_

[ ] [ ][ ] [ ] min / 1400 ; min / 33 , 33 ; 3 / 10 ; 500 ; 60002 . 68 85 . 501 0 0rot n rot n p h hkN C kN Ccat < 4.5. Calculul elementelor subansamblului arborelui II4.5.1. Calculul arborelui IIa. Fortele si momentele care actioneaza asupra arborelui IIAsupra arborelui II actioneaza urmatoarele forte si momente:[ ][ ][ ][ ][ ][ ][ ][ ][ ][ ] daNcma tMdaNcmdaFaMdaNrFdaNaFdaNtFdaNcmtMdaNcmdaFaMdaNrFdaNaFdaNtF81 , 10099' 222 , 2706210 9 , 12068 . 4472' 2' 2 ' 256 , 629' 268 , 447' 277 , 1670' 281 , 10099231 . 1799210121395 , 168222 213 , 354295 , 163220 . 95821 b. Schema de incarcare, diagrama de eforturi, forma constructiva a arborelui II49] 50 ( ) ( )( )( )[ ] daN Hc b aM c F c b F MHM c F c b F c b a H M Ma r r aa r r a h54 . 4894 . 7 8 . 14 2 . 1031 , 1799 4 . 7 13 , 354 4 . 7 8 . 14 56 . 629 22 , 27060 012 2 ' 2 ' 212 2 ' 2 1 ' 2 2+ ++ + ++ ++ + + + + + + + [ ][ ]( )[ ] daNcm M M Mb F M b a H MdaNcm M M MdaNcm a H Mastghdrhr astghastghdrhstgh43 . 1584 31 . 1799 88 . 21488 . 214 8 , 14 56 . 629 22 . 2706 ) 8 . 14 2 , 10 ( 54 . 48911 . 2287 22 . 2706 36 . 499336 . 4993 2 . 10 54 . 4892 4 4' 2 ' 2 1 4' 2 3 31 3 + + + + + + + + + + In plan vertical ( ) ( )( )[ ]( ) ( )( )[ ] daNc b ab a F a FVb a F a F c b a V MdaNc b ac F c b FVc b a V c F c b F Mt tt t vt tt t v34 , 12654 . 7 8 . 14 2 , 10) 8 . 14 2 . 10 ( 20 . 958 2 . 10 77 . 16700 063 . 13634 . 7 8 . 14 2 . 104 . 7 20 . 958 ) 4 . 7 2 , 10 ( 77 . 16700 02 ' 222 ' 2 2 12 ' 211 2 ' 2 2+ ++ + + ++ + + + + + + + + + + + + + + + + [ ]( ) [ ][ ] daN F F H F F HdaNcm b F b a V MdaNcm a V MV F F V Verificarea a h a a ht vvt t73 . 278 95 . 168 68 . 447 024 , 9364 8 . 14 71 , 1670 ) 8 , 14 2 . 10 ( 63 . 1363026 , 13909 2 . 10 63 . 13630 34 . 1265 20 . 958 77 . 1670 63 . 1363 :2 ' 2 1 2 ' 2 1' 2 1 41 32 2 ' 2 1 + + + + + + + c. Felul si caracterul solicitariiArborele este supus la incovoiere alternant simetric si la torsiune pulsatorie.d. Calculul reactiunilor ( ) ( )( )( )11 . 21490 100 9031 . 1799 8 . 14 2 . 10 13 . 354 2 . 10 56 . 629 22 . 27060 022 2 ' 2 ' 222 2 2 ' 2 ' 2 1+ ++ + + + ++ + + + + + + + Hc b aM b a F a F MHM c b a H b a F a F M Ma r r aa r r a h 51In plan orizontal:[ ][ ] daN HdaN H11 . 21454 . 48921In plan vertical:[ ][ ] daN VdaN V34 . 126563 . 136321Reactiunile rezultante: [ ][ ] daN V H RdaN V H R32 . 1283 34 . 1265 113 . 21483 , 1448 63 . 1363 54 . 4892 2 2222 22 2 2121 1 + + + + e. Calculul momentelor incovoietoare si reduse in principalele sectiuniIn sectiunea 4: [ ][ ][ ]( ) ( ) [ ] daNcm M M MdaNcm M M MdaNcm MdaNcm Mt i echiv ih iivih6 . 12179 81 . 10099 57 , 0 33 . 949733 . 9497 24 . 9364 43 . 158424 . 936443 . 15842 2 2224 42 2 2424 444 + + + + In sectiunea 3:[ ][ ][ ]( ) ( ) [ ] daNcm M M MdaNcm M M MdaNcm MdaNcm Ma t i echiv ih iivih88 , 15859 81 , 10099 57 , 0 17 . 1477817 . 14778 02 . 13909 36 . 4993026 . 1390936 . 49932 2 2' 223 32 2 2323 333 + + + + f. Alegerea materialului si stabilirea rezistentelor admisibileArborele se confectioneaza dintr-un otel aliat de tipul 41MoCr11, avand urmatoarele caracteristici mecanice:52( ) . 780 1300 65 , 0 65 , 0 ... 60 , 0 ;1300; 750; 4500 6 , 0; 3000; 3000; 7500; 95002222212, 122 , 021]1

1]1

1]1

1]1

1]1

1]1

1]1

1]1

cmdaNcmdaNcmdaNcmdaNcmdaNcmdaNcmdaNcmdaNaiII aIIaiIIaiIIIc cirp cr g. Calculul preliminar de dimensionare al partilor portanteIn sectiunea 4:

[ ] [ ][ ][ ] mm t d dmm tmm cmMdcaIIIechc8 . 59 5 8 , 5458 , 54 48 . 57506 . 12179 32 324 43344 + + Se adopta:[ ] mm d 604 o In sectiunea 3:

[ ] [ ][ ][ ] mm t d dmm tmm cmMdcaIIIechc94 , 64 5 94 , 59594 . 59 99 , 575088 . 15859 32 323 33333 + + Se adopta: [ ] mm d 653 53h. Calculul de verificare la oboseala al arborelui IIAceasta consta in calculul coeficientului de siguranta la solicitari variabile:o In sectiunea 3:( ) 2 ... 5 , 1 37 , 252 , 10 43 , 252 , 10 43 , 22 2 2 2 > ++acc cc cc In care marimile prezentate in relatia de mai sus au urmatoarele expresii:1]1

,_

,_

2143 , 2300004 , 57788 , 0 77 , 045 , 11 1cmdaNcvk kk k factorul de concentrare al tensiunilor;; 45 , 1 kk factorul dimensional;; 77 , 0 kk factorul de calitate a suprafetei;. 88 , 0 k( )1]1

1]1

11]1

396 . 263235 . 632333361 . 25 96 . 26 95 , 0395 , 0 ... 90 , 032cmdaN04 . 57761 . 2517 . 1477833maxcmdzWcmzWnet zWnet zWiMv 11]1

+ ,_

+

,_

252 , 10450081 , 101300081 , 10188 , 0 77 , 045 , 1111cmdaNcm vk kkc k factorul de concentrare al tensiunilor;; 45 , 1 kk factorul dimensional;; 77 , 0 k54k factorul de calitate a suprafetei;. 88 , 0 ko In sectiunea 4:( ) 2 ... 5 , 1 83 , 47 , 9 57 , 57 , 9 57 , 52 2 2 2 > ++acc cc cc In care marimile prezentate in relatia de mai sus au urmatoarele expresii:k factorul de concentrare al tensiunilor;; 66 , 1 kk factorul dimensional;; 77 , 0 kk factorul de calitate a suprafetei;. 88 , 0 k 55k factorul de concentrare al tensiunilor;; 45 , 1 kk factorul dimensional;; 77 , 0 kk factorul de calitate a suprafetei;. 88 , 0 k 564.5.2. Calculul asamblarii cu panaDimensiunile penei se aleg in functie de diametrul arborelui conform schemei:oIn sectiunea 4:Conform STAS pentru diametrul[ ] mm d 644 se ale dimensiunile penei [ ] mm h b 12 20 .In functie de elementele geometrice ale arborelui si rotii dintatese obtine:Cu aceste elemente geometrice stabilite se face calculul de verificare al asamblarii cu pana paralela:overificarea la presiune de contact:57overificarea la forfecare:oIn sectiunea 3:Conform STAS pentru diametrul [ ] mm d 683 se ale dimensiunile penei [ ] mm h b 12 20 .In functie de elementele geometrice ale arborelui si rotii dintatese obtine:Cu aceste elemente geometrice stabilite se face calculul de verificare al asamblarii cu pana paralela:overificarea la presiune de contact:overificarea la forfecare:4.5.3. Calculul de alegere al rulmentilor arborelui IIDimensiunile arborelui in principalele sectiuni au fost precizate prin calculul de rezistenta, stabilindu-se diametrul arborelui in zona de rezemare in carcasa prin intermediul rulmentului.Schema de calcul al rulmentilor este:58Conform diametrului adoptat se alege din STAS 3920 rulmentul avnd:d = 60 [mm]D = 110 [mm]T = 35.5 [mm]Rulment 32212Ccat = 118 [kN]e = 0,35Y = 1,8 Se calculeaza capacitatea de incarcare dinamica de baza necesara. Se foloseste metoda DIN:594.6. Calculul elementelor subansamblului arborelui III4.6.1. Calculul arborelui IIIa. Fortele si momentele care actioneaza asupra arborelui IIIAsupra arborelui III actioneaza urmatoarele forte si momente:b. Schema de incarcare, diagrama de eforturi, forma constructiva a arborelui III60

61c. Felul si caracterul solicitariiArborele este supus la incovoiere alternant simetric si la torsiune pulsatorie.62d. Calculul reactiunilorIn plan orizontal:In plan vertical:Reactiunile rezultante:In sectiunea 4:In sectiunea 3:e. Momente active in sectiunea 363f. Alegerea materialului si stabilirea rezistentelor admisibileArborele se confectioneaza dintr-un otel aliat de tipul 41MoCr11, avand urmatoarele caracteristici mecanice:( ) . 780 1300 65 , 0 65 , 0 ... 60 , 0 ;1300; 750; 4500 6 , 0; 3000; 4500; 7500; 95002222212, 122 , 021]1

1]1

1]1

1]1

1]1

1]1

1]1

1]1

cmdaNcmdaNcmdaNcmdaNcmdaNcmdaNcmdaNcmdaNaiII aIIaiIIaiIIIc cirp cr g. Calculul preliminar de dimensionare al partilor portanteIn sectiunea 4:Se adopta:[ ] mm d 684In sectiunea 3: Se adopta: [ ] mm d 803 64h. Calculul de verificare la oboseala al arborelui IIIAceasta consta in calculul coeficientului de siguranta la solicitari variabile:*In sectiunea 3:In care marimile prezentate in relatia de mai sus au urmatoarele expresii:k factorul de concentrare al tensiunilor;; 66 , 1 kk factorul dimensional;; 77 , 0 kk factorul de calitate a suprafetei;. 88 , 0 k k factorul de concentrare al tensiunilor;; 45 , 1 kk factorul dimensional;; 77 , 0 kk factorul de calitate a suprafetei;65. 88 , 0 ko In sectiunea 4:In care marimile prezentate in relatia de mai sus au urmatoarele expresii:k factorul de concentrare al tensiunilor;; 66 , 1 kk factorul dimensional;; 77 , 0 kk factorul de calitate a suprafetei;. 88 , 0 k66k factorul de concentrare al tensiunilor;; 45 , 1 kk factorul dimensional;; 77 , 0 kk factorul de calitate a suprafetei;. 88 , 0 k 4.6.2. Calculul asamblarii cu panaDimensiunile penei se aleg in functie de diametrul arborelui conform schemei:67oIn sectiunea 4:Conform STAS pentru diametrul[ ] mm d 684 se ale dimensiunile penei [ ] mm h b 12 20 .In functie de elementele geometrice ale arborelui si rotii dintatese obtine:Cu aceste elemente geometrice stabilite se face calculul de verificare al asamblarii cu pana paralela:overificarea la presiune de contact: overificarea la forfecare:

o In sectiunea 3: Conform STAS pentru diametrul[ ] mm d 804 se ale dimensiunile penei[ ] mm h b 14 22 .Cu aceste elemente geometrice stabilite se face calculul de verificare al asamblarii cu pana paralela:overificarea la presiune de contact68

o verificarea la forfecare4.6.3. Calculul de alegere al rulmentilor arborelui IIIDimensiunile arborelui in principalele sectiuni au fost precizate prin calculul de rezistenta, stabilindu-se diametrul arborelui in zona de rezemare in carcasa prin intermediul rulmentului.Schema de calcul al rulmentilor este:Conform diametrului adoptat se alege din STAS 3920 rulmentul avnd:d = 70 [mm]D = 150 [mm]T = 38 [mm] Rulment 30314Ccat = 156[kN]e = 0,34Y = 1,8 69Se calculeaza capacitatea de incarcare dinamica de baza necesara. Se foloseste metoda DIN: 705. CALCULUL DE ALEGERE AL CUPLAJELORLegatura dintre motorul de actionare si arborele de intrare al reductorului de turatie se face prin intermediul unui cuplaj elastic cu bolturi:Cuplajele fiind standardizate pentru cazul nostru ele se aleg in functie de diametrului arborelui pe care se monteaza si momentul de torsiune de lucru.[ ] [ ][ ] [ ] Nm M Nm MNm daNcm M c Mn larbext t s l112 91 , 525291 06 . 4070 3 , 11 > Semicuplajul stanga se va adopta la diametrul[ ] mm d 254sau [ ] mm d 353 .Semicuplajul se construieste dintr-un otel turnat OT-60-3 cu urmatoarele dimensiuni:[ ][ ][ ]( )[ ][ ][ ][ ] mm dmm dmm dmm dmm drot nNm Mn33505534 ... 1312min / 6000112*43201max71[ ][ ][ ][ ][ ][ ][ ][ ][ ][ ][ ][ ] mm lmm lmm lmm lmm lmm lmm lmm lmm Dmm Dmm Dmm sauM db1825 , 5 1 5 , 65 , 104224385862851126 6765432115 t Cu dimensiunile astfel alese se face calculul de verificare al elementelor componente.o Verificarea la incovoiere:[ ][ ][ ] [ ][ ][ ] [ ][ ] [ ] cm mm j l l lcm mm d drot n ncm mm D DdaNn DM KFcm daNdjlFWMbsss sarbext t stcbtczii2 20 2 34 526 , 0 6min / 60005 , 8 85697 . 26000 5 , 852910 3 , 1 2 2/ 3790 . 115326 , 02 , 022690 . 23222 35max1123 3maxmax + +

,_

+

,_

+ o Verificarea la presiune de contact:[ ] ( )[ ][ ][ ]23 3maxmax212 2/ 29 . 1326222067 , 032207 . 26000 8510 06 . 4070 3 , 1 2 2/ 3 ... 1 / 022 , 020 669 . 2mm NdjlFWMNn DM KFmm N p mm Nl dFpbtcziis sarbext t stcabtcef

,_

+

,_

+ < 726. CALCULUL TRANSMISIEI CU LANT6.1.Determinarea pasului si a tipului de lant cu eclise, bucse, bolturi articulate si roleTransmisiile cu lant cu bucse si role, la care sunt precizate ca date initiale:- puterea care trebuie transmisa,[ ] kW PL24 . 491 ;- turatia arborelui conducator,[ ] min / 01 , 1401rot nL ;- raportul de transmitere,1 , 112Li ;- pozitia liniei centrelor rotilor de lant fata de orizontala;- conditiile de functionare: natura sarcinii, in functie de tipul elementului antrenor si celui antrenat; sistemul de reglare a intinderii lantului si de ungere a transmisiei; numarul orelor de functionare etc., pot fi calculate, de regula, conform urmatoarelor etape. a. Numarul de dinti al rotii conducatoare,301Lz .b. Numarul de dinti al rotii conduse, Lz2 se determina cu relatia:331 12 2 L L Lz i zc. Factorul de exploatare al transmisiei cu lant, eK se determina cu relatia:25 , 18 , 0119 , 019 , 0 25 , 1 8 , 0 1 1 9 , 0 1 fupLAsf u p L A s eKKKKKKK K K K K K Kd. Presiunea de contact admisibila dintre bolt si bucsa, cap, se calculeaza cu relatia:[ ][ ]91 , 0 75 , 48 , 1 1/ 40100001 , 11 , 6/ 9 , 134 , 18 , 01/ 11 , 10 9 , 13 91 , 0 8 , 0 132 *2 * ,_

++ p pcmm N pcccmm N p c c c pfcasrsuca f rs u cae. Coeficientul de pas, , se determina cu relatia:( ) 3 , 0 31 , 0 ... 24 , 02 p73f. Numarul de randuri de zale: 3 , 2 , 1 fj (calculul se va efectua simultan pentru 1, 2, respectiv 3 randuri de zale).g. Pasul lantului, p, se calculeaza cu formula:h. Se estimeaza pasul lantului conform STAS 5174-66, precum si sarcina de rupere Fr si masa unitara liniara q:[ ][ ][ ][ ][ ][ ][ ][ ][ ] daN qdaN qdaN qdaN FdaN FdaN Fmm pmm pmm prrr5 , 79 , 920 , 1768800227003540045 , 4480 , 5050 , 63321321321i. Viteza medie a lantului se determina cu relatia:[ ][ ][ ][ ] s mn z pvs mn z pvs mn z pvs mn pzvL LL LL LL L/ 42 , 310 6044 , 248 30 45 , 4410 60/ 91 , 310 6001 , 154 30 80 , 5010 60/ 04 , 510 6001 . 154 30 50 , 6310 60/10 603 31 1 333 31 1 223 31 1 1131 1 j. Forta utila de transmis, Fu, se calculeaza cu relatia:74[ ][ ][ ][ ] daNvPFdaNvPFdaNvPFdaNvPFLuLuLuLu766 , 143942 , 324 , 4910 10799 , 33 , 125991 , 324 , 4910 1098 , 97604 , 524 , 4910 1010231 23221 22211 211 2 k. Forta de intindere a ramurii de lant dezvoltata de fortele centrifuge ale zalelor infasurate pe rotile de lant, *cF , se determina cu formula:[ ][ ][ ][ ] daNgv qj FdaNgv qj FdaNgv qj FdaNgqvj Fcccc82 , 2681 , 942 , 3 5 . 7350 , 2181 , 991 , 3 9 , 9253 , 4481 , 904 . 5 20 . 1712 23 313*32 22 22*22 21 11*12* l. Forta de intindere datorata greutatii ramurilor transmisiei se calculeaza cu relatia:[ ][ ] [ ][ ] [ ][ ] [ ][ ][ ][ ] daN A q c FdaN A q c FdaN A q c Fm mm p Am mm p Am mm p AdaN qA c Ft gt gt gt g2 , 79 76 , 1 5 , 7 6582 , 120 03 , 2 9 , 9 6128 . 262 57 , 2 20 , 17 676 , 1 1778 45 , 44 40 4003 , 2 2032 80 , 50 40 4054 , 2 2540 50 , 63 40 403 3 32 2 21 1 13 32 21 1 m. Forta dinamica din ramura conducatoare, 1 dF, se determina cu expresia:( )( ) [ ] [ ]( ) [ ] [ ]( ) [ ] [ ] daN N FdaN N FdaN N FK qApFddde d6 . 7 37 , 76 1 1 76 , 1 5 , 72126 , 16 10 45 , 445 , 027 , 13 74 . 132 1 1 03 , 2 9 . 92126 , 16 10 8 , 505 , 007 . 36 7 . 360 1 1 54 , 2 20 , 172126 . 16 10 50 , 635 , 0122 33 , 12 32 , 12 31 , 1211 + + + + n. Forta statica echivalenta a socului de angrenare dinte-rola, dezvoltata in ramura conducatoare, 1 asF, se calculeaza cu relatia:75( )( ) ( )[ ][ ][ ] kgj A qmkgj A qmkgj A qmqAj mmzc mpFLsLsLsLLssLL Ls s es6 , 663 76 . 1 5 . 7669 . 662 03 . 2 9 . 96, 28 . 761 54 . 2 20 . 1766 641 , 0215 33 , 13 2 sin22 sin15 19 ... 1333 , 1327360 36023 3 332 2 221 1 111 111 11111 1 ++ ( )[ ][ ][ ] kgAF jckgAF jckgAF jcAjFcrLrLrLrL333 33322 22311 1110 9 , 132676 , 117300 345 4510 8 . 201203 . 245400 245 4510 1 . 62754 . 235400 145 4550 ... 40 [ ][ ][ ] daN FdaN FdaN Feseses3 . 1119 10 10 9 . 1326 6 , 62126 . 13 10 45 . 4441 , 07 , 1948 10 10 8 . 2012 69 . 62126 , 16 10 8 . 5041 , 03 . 1418 10 10 1 . 627 28 . 72126 . 16 10 5 . 6341 , 0333 , 1332 , 1331 , 1 o. Forta totala maxima dezvoltata in ramura conducatoare a transmisiei cu lant, max 1F, se determina cu formula:p. Coeficientul de siguranta efectiva are expresia:7647 . 626731730074 . 6336322700993 , 122737354003 , 1332 , 1221 , 1111 FFcFFcFFcFFcrefrefrefrefq. Coeficientul de siguranta admisibil, ( )L an p f c1, :( )( )( ) 12 , 4 ,86 , 2 ,47 , 3 ,1 3 31 2 21 1 1 L aL aL an p f cn p f cn p f cr. Coeficientul de siguranta se calculeaza cu formula:35 . 2 12 . 4 47 . 656 . 4 18 , 2 74 . 652 . 9 47 , 3 993 . 123 3 32 2 21 1 1 a efa efa efa efc c cc c cc c cc c cs. Alegerea lantului, se alege lantul cu pasul p corespunzator, pentru care0 ceste minim:50 . 63 p6.2.Calculul elementelor geometrice ale transmisiei cu lantCalculul elementelor geometrice ale transmisiilor cu lant se face pe baza urmatoarelor ipoteze:a) ramurile transmisiei se considera perfect intinse;b) zalele sunt rigide;c) nu se iau in considerare abaterile dimensionale de executie ale elementelor transmisiei.Aceste ipoteze nu corespund realitatii, iar abaterile se accentueaza pe durata exploatarii. Pentru diferentierea parametrilor geometrici calculati pe baza schemei teoretice de parametrii geometrici reali, se ataseaza indicele t parametrilor teoretici.Elementele geometrice ale transmisiei cu lant se determina pe baza schemei urmatoare:77Relatiile de calcul pentru principalele elemente geometrice ale transmisiilor cu lant sunt prezentate in continuare.o Numarul de dinti al rotii conducatoare,1 lzse alege in functie de raportul de transmitere si de tipul lantului, in functie de turatia rotii conducatoare si de tipul lantului, sau se poate calcula cu relatia:27 8 . 26 1 . 1 2 29 2 2912 min 1 Li zo Numarul de dinti al rotii conduse:30 7 . 29 27 1 , 11 12 2 L Lz i zo Pasul lantului:( )[ ] [ ] mm mm p 50 . 63 50 . 63 ... 4 , 25 o Pasul unghiular: 33 , 1327360 3601Lzo Diametrele cercurilor de divizare ale rotilor de lant se determina astfel:[ ][ ] mmz pDmmz pDLdLd3 . 60650 . 6374 . 54527 50 . 632211 o Distanta teoretica dintre axe poate fi impusa sau se alege in functie de pasul lantului astfel:( ) [ ] [ ] m mm p At81 . 3 3810 50 . 63 60 80 ... 20 o Lungimea lantului se calculeaza cu relatia stabilita la transmisiile prin curele, in conditiile transmisiei cu lant teoretic (avand ramurile rectilinii):78( ) ( )( ) ( ) [ ] [ ] m mm Lz zApz zpA LL LtL L t429 . 9 99 . 9429 27 303810 450 . 6330 27250 . 633810 24 2222221 2222 1 + + + + + + o Numarul de zale al lantului:( ) 148 50 , 14850 . 6394294 2221 222 1 +++ L LtL L tlz zAp z zpApLzo Distanta teoretica dintre axe recalculata se obtine din formula:[ ] mm Az z z zzz zzpArecL L L LlL Ll rec007 . 379427 302230 27148230 2714845 . 6322 2 42 221 222 1 2 111]1

,_

,_

+ ++ 11]1

,_

,_

+ ++ Valoarea recA obtinuta se micsoreaza cuA , pentru a asigura, la montaj, o sageata A f 02 , 0 , deci distanta reala dintre axe este:[ ]( ) [ ] mm A Amm A A Arecrec real17 . 15 3794 004 , 0 004 , 0 ... 002 , 08 . 3778 15 00 , 3794 o Unghiul dintre ramurile transmisiei cu lant:( ) ( ) 1 . 113794 227 5 . 63 5 . 63arcsin 22arcsin 21 2 recL LAz z po Unghiurile de infasurare a lantului pe rotile de lant: + + 56 , 185 56 , 5 18044 , 174 56 , 5 18021 6.3.Rotile de lant pentru lantul cu role si zale scurteElementele geometrice se stabilesc pe baza figurilor urmatoare:79Forma si dimensiunile profilelor limita frontale pentru dantura rotilor de lantForma si dimensiunile profilului axial al danturii rotilor de lant pentru lantul cu trei randuri de zaleElementele geometrice ale rotilor de lant sunt:o Pasul pe coarda, p, este egal cu pasul lantului (conform standardelor de lanturi in vigoare):[ ] mm p 5 . 63 o Numarul de dinti ai rotii, z, se alege intre 9 si 150:27 zo Diametrul nominal al rolei lantului, d1, se stabileste conform standardelor in vigoare:80[ ] mm d 58 , 281 o Diametrul de divizare, Dd, se determina cu relatia:[ ] mmzpDd97 . 54627180sin5 . 63180sino Diametrul de fund, Di, se afla astfel:[ ] mm d D Dd i39 . 518 58 . 28 97 . 5461 o Diametrul de varf, De, are valorile extreme:[ ][ ] mm dzp D Dmm d p D Dd ed e12 . 578 58 . 28276 , 11 5 . 63 97 . 5466 , 11765 . 597 58 . 28 5 . 63 25 , 1 97 . 546 25 , 11 min1 max

,_

+

,_

+ + + o Diametrul rolei calibru, dc, este:[ ] mm d dc58 , 281 o Dimensiunea peste role se determina cu formula:[ ] mm d D Mcnom d55 . 575 58 . 28 97 . 546 + + o Raza locasului rolei este cuprinsa in domeniul limitat de valorile:[ ][ ] mm d d Rmm d R64 , 14 23 , 22 069 , 0 58 , 28 505 , 0 069 , 0 505 , 043 . 14 58 . 28 505 , 0 505 , 03 31 1 max 11 min 1 + + Unghiul locasului rolei are valorile extreme: 66 , 11627901209012066 , 136279014090140minmaxzzo Raza flancului dintelui este cuprinsa intre limitele:( ) ( ) [ ]( ) ( ) [ ] mm z d Rmm z d R833 . 207 180 27 58 , 28 008 , 0 180 008 , 045 , 99 2 27 58 . 28 12 , 0 2 12 , 02 21 max 21 min 2 + + + + o Inaltimea dintelui la poligonul de divizare apartine intervalului:[ ]( ) ( ) [ ] mm d p Kmm dzp Kdd46 . 17 58 . 28 5 . 63 5 , 0 5 , 027 . 27 58 . 28 5 , 0278 , 0625 , 0 5 . 63 5 , 08 , 0625 , 01 min1 max

,_

+

,_

+ o Latimea dintelui:[ ] mm a B 195 . 36 1 . 38 95 , 0 95 , 0min 1 o Tesirea dintelui:( ) [ ] mm p f 89 . 8 50 . 63 14 , 0 15 , 0 ... 10 , 0 81o Raza de tesire minima:[ ] mm p R 50 . 63min 3 o Raza efectiva de racordare la obada rotii are urmatoarele valori recomandate:[ ] mm R 4 , 04 o Diametrul obezii rotii:[ ] mm ctg DR bzctg p D52 . 469 4 , 0 2 1 89 . 54 05 , 1271805 . 632 1 05 , 118054 max 1 5 o Toleranta bataii radiale:[ ][ ][ ] mm TBmm D TBrd r76 , 0 ... 15 , 051 , 0 08 , 0 97 . 546 0008 , 0 08 , 0 0008 , 0 + + o Toleranta bataii frontale:[ ][ ][ ] mm TBmm D TBfi f14 , 1 ... 25 , 054 , 0 08 , 0 39 . 518 0009 , 0 08 , 0 0009 , 0 + + BIBLIOGRAFIE821. Grigore N., Minoiu t. Mecanisme i organe de mainiEditura U.P.G. Ploieti, 19912. Minoiu I., Tatu N. Organe de maini Editura Didactic i PedagogicBucureti, 19643. Drghici I., .a. ndrumar de proiectare n construcii de maini (vol. 1)Editura Didactic i PedagogicBucureti, 19814. Posea N. Rezistena materialelorEditura Didactic i Pedagogic Bucureti, 19795. *** Organe de maini - standarde i comentarii (vol. 1)Editura tehnic, 19706. Grafieanu M., .a. Organe de maini (vol.1) Editura Didactic i Pedagogic Bucureti, 19817. Grigore N., Organe de maini (vol. 2)Transmisii prin curele i lanuri partea a II-aEditura U.P.G. Ploieti, 20008. Grigore N. - Organe de masiniTransmisii mecaniceEditura U.P.G.Ploiesti, 20039.Grigore N. - Organe de masiniTransmisii mecaniceEditura Universitatii Petrol-Gaze din Ploiesti.Ploiesti, 200810.Mihai Musat -Indrumar de proiectare transmisii mecanice Gina StoicaCuprins :8384