UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV
FACULTATEA DESIGN DE PRODUS SI MEDIU
Organe de masini II
Proiect
Reductor orizontal cu o singura treapta
CUPRINS
DATE DE PROECTARE:
Reductor cilindric cu o treapta cu axele in plan orizontal
Puterea motorului electric: Pm = 7.5 KW
Turatia motorului electric: n = 1435 rot/min
Raportul de transmitere al transmisiei prin curea: ic = 1.13
Raportul de transmitere al reductorului: ir = 3.55
Durata de functionare impusa: Lh = 9200 ore
1. Alegerea motorului electric (simbol, schita, dimensiuni principale date tabelar)
Se alege: motor electric asincron tip A.S.I. 132L-38-4 cu caracteristicile prezentate in tabelul 1, tabelul 2 si figura 1.
Tabelul 1
Tipul motorului P
ute
rea
Tura
tia
Curentul nominal la 380 V
Randa- mentul
h cosϕ Ip/In
Mp/M
n
Mm
ax/M
n
G*D2 Masa neta
[kW] [rot/min] [A] [%] [kgf*m2] [kg]
ASI 132L –
38 - 4 7.5 1435 15.88 85.5 0.84 6.5 2 2.2 0.147 72
Fig. 1 Cotele de gabarit ale motorului asincron
Tabelul 2
2. Intocmirea schemei structurale a transmisiei
2.1. Transmisie cu reductorul orizontal
Fig. 2 Schema structurala a transmisiei
Gabarit A AA AB AC B BB D E H HD K L
180L-48 216 62 278 275 178 230 38 80 132 305 10 490
I – Arborele de intrare II – Arborele de iesire 1 – pinion 2 – roata dintata ir – raport de transmitere al reductorului ic – raport de transmitere al transmisiei cu curele
2.2. Determinarea momentelor de torsiune si a turatiilor pe fiecare arbore
2.2.1. Determinarea momentului de torsiune la arborele motorului
mm][N 891,499121435
5.71055.91055.9 66
n
PT
2.2.2. Determinarea momentului de torsiune si a turatiei la arborele de intrare
mm][N 566.5640113.1891,49912 cmI iTT
[rot/min] 91.126933.1
1435
c
Ii
nn
2.2.3. Determinarea momentului de torsiune si a turatiei la arborele de iesire
mm][N 562.20022555.3566.56401 rIII iTT
[rot/min] 769.36055.3
91.1269
r
III
i
nn
3. Calculul angrenajului
3.1. Predimensionarea angrenajului
3.1.1. Turatia pinionului
[rot/min] 12691 n
3.1.2. Momentul de torsiune la pinionul angrenajului
m][N 566.640151 T
3.1.3. Raportul de angrenare udat
55.3 rdat iu
3.1.4. Durata minima de functionare a angrenajului
[h] 9200hL
3.1.5. Conditiile de functionare a angrenajului
Masina motoare: motor electric asincron
Masina antrenata: transportor cu banda incarcat neuniform
Caracterul sarcinii al masinii antrenate: cu socuri moderate
Factorul regimului de functionare KA= 1.25
3.1.6. Ciclurile de solicitare a dintilor
Solicitarea de contact: ciclu pulsator
Solicitarea de incovoiere: ciclu pulsator
3.1.7. Numarul de cicluri de solicitare al flancului dintelui, la o rotatie completa, χ1 pentru pinion, respectiv χ2 pentru roata condusa
12,1
3.1.8. Profilul cremalierei de referinta
Pentru dantura inclinata:
.mm 38.0 ; mm 25.0c ; mm 1h ; 20 *
fn
*
n
*
an n
3.2. Alegerea otelurilor, tratamentelor aplicate si tensiunilor limita
3.2.1. Alegerea otelurilor celor 2 roti, a tratamentelor si a duritatilor obtinute
Se alege otelul aliat de cemetare 21MoMnCr12 pentru constructia pinionului si a rotii, cu caracteristiciile prezentate in tabelul 3. Tabelul 3
Marca otelului
s Duritatea Limita de curgere Limita la rupere
[mm] Flancului
[HRC] Miezului
[HB] σ02 [MPa] σr [MPa]
21MoMnCr12 15
≥58...60
Se considera: 60 HRC
300…400 Se
considera: 350 HB
590
≥830…1180
Se considera: 1000 Mpa
3.2.2. Tensiunile limita, σHlim1,2 la solicitarea de contact si σFlim1,2 la solicitarea de incovoiere in [MPa]
σHlim1,2 si σFlim1,2 se aleg din anexa A3:
σHlim1,2 = 1500 [MPa] σFlim1,2 = 800 [MPa]
3.3. Calculul de predimensionare
3.3.1. Numarul de dinti z1 ai pinionului si z2 ai rotii conduse
cos1
2max1
datn
w
um
az
aw=40…50
nm
aw = 75 … 100, pentru roti cementate si calite
Se adopta aw/mn = 45
β=6º…14º, pentru roti cementate
Se adopta β=10º
dinti479.1910cos*155.3
2*45cos
1
2max1
datn
w
um
az
Se adopta z1=z1max=19 dinti
z1=19 dinti
dinti150.6955.31912 datuzz
Se adopta z2 = 70 dinti
3.3.2. Raportul real de angrenare u
uz
zu
dat1
2
u
u-1 ;
;68.319
70
1
2 z
zu
03.003.03.55
3,68-1
u
u-1
dat
u
Δu = 0.03, pentru transmisiile mecanice industriale se recomanda incadrarea in aceasta abatere si a raportului de transmitere global
3.3.3. Factori pentru calculul la contact
3.3.3.1. Factorul de elasticitate a materialelor rotilor ZE, ][ MPA
]MPa[ 9.189
10*06.2
3.01
10*06.2
3.0114.3
1
11*
1
5
2
1
5
2
1
2
2
2
1
2
1
EE
Z E
Pentru oteluri laminate cu ν1 = ν2 = 0.3 si E1 = E2 = 2.06*105 [MPa]
ZE = 188.89 ][ MPA
3.3.3.2. Factorul zonei de contact ZH
471.210cos*49.2cos*49.2 bHZ
3.3.3.3. Factorul gradului de acoperire Zε
845.04.1
11
Z
=1.4 pentru danturi inclinate
88,0*
sin**
*
sin*
n
wa
n m
a
m
bZ
3.3.3.4. Factorul inclinarii danturii Zβ
992.0 10coscos Z
3.3.4. Factorii pentru calculul la incovoiere
3.3.4.1. Numerele de dinti ai rotilor echivalente zn1,2
3
2,1
2,1cos
zzn
Pentru pinion: dinti 892.1910cos
19
cos 313
1
1
nn
zz
Pentru roata: dinti 289.7310cos
70
cos 313
2
2
nn
zz
3.3.4.2. Coeficientii deplasarii de profil in plan normal xn1,2
33.0)1930(*03.0)130(03.021 zxx nn
3.3.4.3. Factorii de forma a dintilor YFa1,2
Se aleg din anexa A4:
339,0 ; 3.9734; 111 FannFaFa YxzYY
54.239.0 ; 50.255; 222 FannFaFa YxzYY
3.3.4.4. Factorii de corectie a tensiunii la baza dintilor YSa1,2
Se aleg din anexa A5:
9.139,0 ; 3.9734; 111 SannSaSa YxzYY
97.139.0 ; 50.255; 222 SannSaSa YxzYY
3.3.4.5. Factorul gradului de acoperire Yε
785.02cos*75.0
25.0
Y
=1.4 v.p. 3.3.3
71.0Y
3.3.4.6. Factorul inclinarii danturii Yβ
916.0120
101
1201
Y
3.3.5. Factorii de corectie a sarcinii
3.3.5.1. Factorul regimului de functionare KA
35.1AK
3.3.5.2. Factorul regimului dinamic Kv
Factorul dinamic Kν
10.1...05.1K
Se adopta K 1.10
3.3.5.3. Factorii de repartizare neuniforma a sarcinii pe latimea danturii, KHβ pentru solicitarea de contact si KFβ pentru solicitarea de incovoiere
pentru oteluri cementate,calite superficial sau niturate
7,1...25,1K 75,1...3,1 F HK
Se adopta 7,1K 5,1 F HK
3.3.5.4. Factorii de repartizare neuniforma a sarcinii in plan frontal, KHα pentru solicitarea de contact si KFα pentru solicitarea de incovoiere
Pentru dantura inclinata:
443.110cos
4,1
cos 22
FH KK
4.1443.1 FK
3.3.6. Rezistente admisibile, σHP1,2 pentru solicitarea de contact si σFP1,2 pentru solicitarea de incovoiere, in [MPa]
Se determina conform specificatiilor din tabelul 9.3, pct. 11 si respectiv 2 si 2.1
Rezistente admisibile pentru solicitarea de contact
xwRL
H
NH
HP ZZZZZS
Z
min
2,12,1lim
2,1
21 ; min HPHPHP
Factori pentru calculul de predimensionare
ZL – Factorul de lubrifiere
Zν – Factorul de viteza
ZR – Factorul de rugozitate a flancurilor active
Se adopta: ZL* Zν* ZR=1 pentru roti dintate rectificate sau severuite cu Ra <=0.4μm
Zw- Factorul cuplului de materiale
Se adopta: Zw=1
ZX- Factorul de marime
ZX=1
ZN1,2- Factori de durabilitate la solicitarea de contact, ZN1 pentru pinion si ZN2 pentru roata condusa
Se determina din anexa A10 in functie de:
pinionpentru - 10*990.7001200991.126960***60 6
111 hL LnN
condusa roatapentru - 10*1991441*9200*360.769*60***60 6
222 hL LnN
11 NZ
08.12 NZ
Coeficientul minim de siguranta SHmin
Se adopta SHmin = 1.15
[MPa] 12861*05.1*94.0*9.0*11.1*15.1
1*1500*****
*
min
11lim
1 xwRL
H
NH
HP ZZZZZS
Z
[MPa] 13121*05.1*94.0*9.0*11.1*15.1
02.1*1500*****
*
min
22lim
2 xwRL
H
NH
HP ZZZZZS
Z
Se adopta: [MPa] 12861312 ; 1286min ; min 21 HPHPHP
Rezistente admisibile pentru solicitarea de incovoiere
xR
F
NSTF
FP YYYS
YY***
**2,12,1
min
2,12,1lim
2,1
Factori pentru calculul de predimensionare
Factorul de corectie a tensiunii de incovoiere la roata etalon de incercat YST
0.2STY
Factorul relativ de sensibilitate la concentratorul de tensiuni de la piciorul dintelui, Yδ1 pentru
pinion si Yδ2 pentru roata condusa
99.01 Y 12 Y
Factorul relativ al rugozitatii zonei de racordare de la piciorul dintelui, YR1 pentru pinion si YR2
pentru roata condusa
mYR 2.3R dintelui a racordare de zonei arugozitatepentru - 1 a2,1
Factorul de marime Yx
1xY
Coeficientul minim de siguranta SFmin
Se adopta 5.1min FS pentru transmisii industriale obisnuite
Factorii de durabilitate la solicitarea de incovoirere, YN1 pentru pinion si YN2 pentru roata condusa
Se determina din anexa A10
12,1 NY
Daca:
1Y nelimitata durata pe
solicitare de domeniulin zafunctionea angrenajul N
N
L
rezultaNBF
:rezulta 10*310*11.4 68 BFL NN
12,1 NY
[MPa] 627 0.98*1*800*0,8 y*y**8,0 1N11lim1 FFP
[MPa] 640 1*1*800*0,8 y*y**8,0 2N22lim2 FFP
3.3.7. Distanta dintre axe la predimensionare
3.3.7.1. Coeficientii de latime ψa, ψd
ψa 0.35…0.45
Se adopta ψa =0.3
91.04.0*2
155.3*
2
1
ad
u
3.3.7.2. Distanta dintre axe din conditia de rezistenta la solicitarea de contact awH, [mm]
32
2
1****
***2
*****1
ZZZZ
u
KKKKTua HE
HPa
HHA
wH
[mm] 081.97992.0*89.0*54.2*9,188*1286*68.3*3.0*2
443.1*10.1*5.1*35.1*566.56401*155.3 3
2
2
awH=97.081 [mm]
3.3.7.3. Distanta dintre axe din conditia de rezistenta la solicitarea de incovoiere awF, [mm]
3
2
11 ********
cos**2
1**
FP
SaFa
FFA
a
wF
YYYYKKKK
uzTa
Unde:
00909.0*
00781.0;0090.0max
640
97.1*54.2;
627
9.1*3max
*;
*max
*
1
11
2
22
1
11
FP
SaFa
FP
SaFa
FP
SaFa
FP
SaFa
YY
YYYYYY
mm
YYYYKKKK
S
uzT
aFP
SaFa
FFvA
awF
910.9500909.0*93.0*81.0*44.1*7.1*06.1*25.1*10cos*3.0*2
)155.3(*19*566.56401
********
cos**2
1**
3
2
31
11
2
11
4. Schema cinematica a reductorului
4.1. Calculul de predimensionare al arborilor
Arborii reductorului sunt supuşi la torsiune şi încovoiere. În această fază a proiectării, încovoierea nu poate
fi luată în calcul datorită necunoaşterii forţelor ce încarcă arborii şi nici a distanţelor dintre reazeme şi
dintre forţe şi reazeme.
Relaţia de predimensionare este:
Pentru arborele de intrare:
mmatpi
Td 758.26
15*14.3
566.56401*16
2,1*
2,1*1633
1
302
151
at
at
Se adopta: d1 = 27 mm
Pentru arborele de iesire:
mmatpi
Td 298.32
30*14.3
562.200225*16
2,1*
2,1*1633
1
Se adopta d2 = 32 mm
4.2. Alegerea rulmentilor
Nr. Ctr. d D B Cr Cor Simbol
Arbore interior
30 62 16 19.5kN 11.3 6206
Arbore exterior
35 72 17 25.7kN 15.4 6207
5. Calculul fortelor din angrenaje
5.1. Calculul marimii fortelor
Forta tangentiala Ft
1
12
w
td
TF
[N] 598076.258267816.43
566.5640122
1
1
21
w
ttd
TFF
Forta radiala Fr
wn
w
t
wntnr tgF
tgFF
cos
[N] 3980.10029288.20*10cos
5980.2582
cos
1
21
tgtgF
tgFFF wn
t
wntnrr
αwn=20.9188º
βw=β=10º
Forta axiala Fa
[N] 381.45510*5980.2582*121 tgtgFFF taa
βw=β=10º
5.2. Stabilirea sensului fortelor pe reductorul orizontal
6. Calculul arborilor
6.1 Stabilirea schemelor de incarcare cu forte ale arborilor, in cele 2 plane orizontal si vertical
Arborele de intrare
Fig. 4 Schema de incarcare cu forte in plan orizontal
Fig. 7
Schema de incarcare cu forte in plan vertical
Arborele de iesire
Fig. 5 Schema de incarcare cu forte in plan orizontal
Fig. 9 Schema de incarcare cu forte in plan vertical
6.2. Alegerea montajului cu rulmenti pentru arborele de intrare
Din catalogul de rulmenti, pentru diametrul fusului arborelui de intrare d= Ø 25 [mm], se alege montaj cu rulmenti radiali cu dimensiunile prezentate mai jos: .
Fig.6 Dimensiunile rulmentului Tabelul 5
Seria d D B C T a Cr
e Y Y0 [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [kN]
I 6206 30 62 16 14 17.25 14 19.5 0.37 1.6 0.9
II 6207 35 72 17 15 18.25 15 25.7 0.37 1.6 0.9
8 . Determinarea reactiunilor din lagare pentru cele 2 plane [H] si [V] ale arborelui de intrare
Fig. 7 Schema de incarcare cu forte in plan orizontal
02
*2
**H ;0 1
1
1B l
Fd
FlM r
w
aAH
[N] 7.38642
1*
2
47.49*9.1081
2
48*7.1872
1*
2*
2*H 1
11B
l
dF
lF w
ar
[N] 7.386BH
02
*2
**H ;0 1
11A w
arBH
dF
lFlM
[N] 49.36942
1*
2
47.49*9.1081
2
42*1872
1*
2*
2*H 1
11A
l
dF
lF w
ar
[N] 49.369AH
Fig. 8 Schema de incarcare cu forte in plan vertical
0*2
*F ;0 t1 lVl
M BAV
[N] 5.290842
1*
2
42*5090
1*
2*F t1
l
lVB
[N] 5.9082BV
02
*F* ;0 t1 l
lVM ABV
AV [N] 5.9082BV
[N] 2908.5AV
Determinarea reactiunilor din cele 2 lagare:
[N] 74.84595.290842.369 2222 AAA VHR
[N] 74.8459AR
[N] 75.84595.290870.386 2222 BBB VHR
[N] 75.4598BR
Trasarea diagramelor de moment incovoietor in cele 2 plane [H] si [V]
Fig. 9 Diagrama de moment incovoietor in plan orizontal
mm][N 0 AM
mm][N914.152
81.45*9.1081
2
42*49.369
2*
2* 1
11 w
aAdr
dF
lHM
mm]*[N 272.322
81.45*49.369
2
42*7.187242*45.369
2*
2** 1
11 w
arAB
dF
lFlHM
mm]*[N 29.77592
42*49.369
2*1
lHM Ast
Fig. 10 Diagrama de moment incovoietor in plan vertical
mm][N 0 AM
mm]*[N 610682
422908
2*1
lVM A
mm][N 02
1 l
FlVM tAB
7.4. Verificarea arborelui de intrare la solicitari compuse
Compresiune data de Fa1
[MPa] 48.043
9.10814422
1
I
a
Cd
F
Torsiune
[MPa] 83.1343
566.564011616331
I
I
td
T
Incovoiere
[MPa] 66.2530
114401323233
I
I
id
T
8. Alegerea si verificarea asamblarilor cu pene paralele
8.1. Alegerea si verificarea asamblarii cu pene paralele pentru capatul de arbore de intrare
Asamblarea roţilor dinţate, a roţilor de curea şi a cuplajelor pe arbori se realizează de obicei cu ajutorul penelor paralele. Uneori se folosesc şi alte tipuri de asamblări (cu strângere proprie, prin caneluri, prin pene inclinate sau prin strângere pe con). De obicei, pinioanele au diametre apropiate de cele ale arborilor aşa încât ele se execută dintr-o bucată cu arborele; se alege această soluţie dacă diametrul de picior al roţii dinţate d f satisface condiţia d f ≤(1,4...1,5)da unde da - diametrul arborelui în dreptul roţii dinţate. După estimarea diametrului arborelui da în zona de asamblare prin pană paralelă se aleg din STAS 1004 – 81 dimensiunile b × h ale secţiunii penei. Se determină apoi lungimea necesară a penei şi se verifică pe baza solicitărilor la strivire şi forfecare:
Se adopta din STAS 1004 pana paralela cu urmatoarele dimensiuni:
b = 12 [mm] h = 8 [mm]
Stabilirea lungimii penei:
as
cI
I
s
lh
d
T
A
F
*2
*
*2
s =53< as
[mm] 1860825
566.56401*4
**
*4
asI
I
chd
Tl
Se adopta [MPa] 60as
[mm] 3716212 bll c
Se adopta din STAS 1004 Pana A8X7X28
Verificarea la forfecare a penei:
[MPa] 100[MPa] 26.857 21825
566.56401*2
**
*2af
cI
I
flbd
T
Fig. 11 Schema de calcul a asamblarii cu pana longitudinala Calculul capetelor de arbori
La intrare si la iesire Tabelul 6
Extras din STAS
d l b h
I 25 21 8 12
II 28 32 8 12
III 42 30 8 12
Fig. 12 Schema capatului de arbor
9. Verificarea montajelor cu rulmenti
9.1. Verificarea montajului cu rulmenti pentru arborele de intrare
Fig. 13 Schema de calcul a fortei axiale totale
Forta radial din lagarul A, FrA = RA = 8459.74N
Forta radial din algarul B, FrB = RB = 8459.75N
Stabilirea fortelor axiale suplimentare
[N] 2114.94 2
74.84595.05.0*
Y
FF rA
Aa
[N] 93.11422
74.84595.05.0*
Y
FF rB
Ba
Stabilirea fortelor axiale totale din lagare:
[N] 93.2114F [N] 319594.21141081 A*a* Baa FF
[N] 94.3195**** BaaAaBaaAaatA FFFFFFF
[N] 93.2114* BaatB FF
Lagarul A
Stabilirea zonei in care se gaseste incarcarea rulmentului:
37.037.074.8459
94.3195 e
F
F
rA
atA
Rulmentul se gaseste in zona a doua unde nu se poate neglija influenta fortei axiale asupra sarcinii dinamice echivalente.
Sarcina dinamica echivalenta
atArApA FYFXVfP ****
16.1pf
X = 0.4
[N] 1193994.3195*275.8459*4.0*1*16.1**** atArApA FYFXVfP
Durabilitatea rulmentului
rotatii] de [milioane 990.70010
920091.126960
10
6066
hI LnL
Seria d D B C T a Cr
e Y Y0 [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [kN]
I 6206 30 62 16 14 17.25 14 19.5 0.37 1.6 0.9
II 6207 35 72 17 15 18.25 15 25.7 0.37 1.6 0.9
Capacitatea dinamica de incarcare necesara
[N] 40351990.700*566.56401 33.3 p
ArnecesarA LPC
Pentru radial cu bile p=10/3 = 3.33
Durabilitatea asigurata de rulment
rotatii] de [milioane 850.6011939
4100033.3
p
A
r
P
CL
Durata de functionare asigurata
[ore] 940.800991.1269*60
850.60*10
*60
*10 66
I
hn
LL
10. Alegerea si justificarea sistemului de ungere si de etansare
Calculul vitezei periferice
[m/s] 61.2860000
17.125267.43
60000
11
ndw
Alegerea lubrifiantului pentru angrenaje se face ţinând seama de parametrii cinematici şi de
încărcare ai angrenajelor, de tipul acestora şi de caracteristicile materialelor din care sunt confecţionate. Pentru reductoarele cu mai multe trepte, lubrifiantul se alege pe baza regimului cinematic şi încărcării treptei care transmite cel mai mare moment.
Ungerea prin imersiune (barbotarea) se foloseşte pentru viteze sub 12 m/s. Pentru o ungere eficace trebuie să pătrundă roata in ulei. Adâncimea de scufundare este de minim un modul (10 mm) şi maxim şase module. Cantitatea de ulei din baie se va lua egală cu (0,35...0,7) litri pentru fiecare kilowatt transmis.
Pentru ungere se va folosi uleiul TIN 300 EP, cu vâscozitatea J50 = 270cSt .
Tabelul 7
Simbolul uleiului
Vîscozitatea cinematica la 500C ν50 (cSt)
Indice de viscozitate IV
Punct de congelare
( 0C )
Inflamabilitate ( 0C )
TIN 300 EP 230-300 70 0 255
Nivelul uleiului se va verifica cu joja iar dopul de aerisire va servi pentru eliminarea gazelor.
Perioada de schimb a uleiului este de 1000 - 5000 de ore de funcţionare ( în cazul în care angrenajul este etanşat şi uleiul este filtrat după fiecare 1500 de ore de funcţionare ). Pentru filtrare se pot folosi filtre magnetice. Se vor folosi lubrifianţi lichizi, pentru că faţă de cei consistenţi, au o serie de avantaje ca: stabilitatea fizico-chimică mai mare, posibilitatea utilizării la turaţii şi temperaturi ridicate, cât şi la temperaturi foarte joase, evacuarea mai uşoară a căldurii ce se produce în lagăr, rezistenţa mai mică opusă corpurilor de rostogolire. Ca dezavantaje se pot amintii: etanşarea dificilă a lagărului, pierderi prin scurgeri în timp. Cantitatea de unsoare necesară ungerii unui lagăr cu rulmenţi, în general depinde de turaţia arborelui. Intervalul de ungere se stabileşte de obicei pe baza de experienţă iar atunci când aceasta nu există se recomandă un control periodic la început pentru a stabili practic intervalele de ungere. Între capace şi carcasă se vor folosi ca elemente de etanşare garnituri, iar intre arbori şi carcasă se va folosi manşete.
Fig.14 Manseta de rotatie
Se aleg două manşete : A19x35 si A24x40 STAS 7950/2-80
Tabelul 8
Nr h D
I 7 30
II 7 26
11. Calculul transmisiei prin curele
Fig. 15 Schema de calcul a transmisiei prin curele
Date de intrare:
- Pe = 7.5 [kW] - n1 = 1269.91 [rot/min] - n2 = 360.769[rot/min] - Regimul de lucru al transmisiei KA = 1.35
Raportul de transmitere:
452.3769.360
91.1269
2
1 n
ni
Tipul curelei:
Se alege din STAS 1163 – 71 (fig. 5) curea trapezoidala TIP SPZ
Diametrul primitiv al rotii mici:
Se alege din STAS 1162 – 67 Dp1= 160 [mm] cu forma canalului de tip A.
Diametrul primitiv al rotii mari:
[mm] 8.18016013.112 pp DiD
Se alege din STAS 1162 – 67 Dp2 = 181 [mm]
Diametrul primitiv mediu al rotii de curea:
[mm] 5.1702
181160
2
21
pp
pm
DDD
Distanta dintre axe (preliminara)
2121 27.0 pppp DDADD
18116021811607.0 A
6827.238 A
Se adopta A = 350 [mm]
Unghiul dintre ramurile curelei:
01227.3
3502
160180arcsin2
2arcsin2
A
DD pp
Unghiul de infasurare la roata mica de curea:
000
1 72.17627.3180180
Unghiul de infasurare la roata mare de curea:
0000
1 27.18327.3180180
Lungimea primitiva a curelei:
A
DDDAL
pp
pmp
42
2
12
3504
)160181(5.1703502
2
pL
[mm] 685.1235pL
Se alege din STAS 1163 – 71 Lp = 1300[mm]: SPZ 1440
Distanta definitiva dintre axe (pentru β1 ≥ 110°):
qppA 2
[mm] 12.157)811(1600.393-13000.25)(393.025.0 21 ppp DDLp
][mm 125.55160)-(1810.125)(125.0 222
12 pp DDq
125.5512.15712.157 22 qppA
[mm] 69.0.314A
Viteza periferica a curelei:
[m/s] 63.1060000
1435160
60000
11
1
nDp
[m/s] 059.1260000
17.1252181
19100
* 22
2
nDp
Coeficientul de functionare:
Se alege din tab. 3 - STAS 1163 – 71:
2.1fc
- pentru actionare cu motor asincron cu rotor in scurt-circuit
Coeficientul de lungime:
Se alege din tab. 4 - STAS 1163 – 71:
1Lc
Coeficientul de infasurare:
Se alege din tab. 5 - STAS 1163 – 71:
99.0c
Puterea nominala transmisa de o curea:
Se alege din tab. 7..13 - STAS 1163 – 71:
[KW] 33.50 P
Numarul preliminar de curele:
[curele] 12.233.5*99.0*87.0
5.7*2.1
**
*
0
0 Pcc
Pcz
L
f
Coeficientul numarului de curele:
Se alege din tab. 6 - STAS 1163 – 71:
95.0zc
Numarul de curele definitiv:
[curele] 231.295.0
12.20 zc
zz
Se adopta z = 3 curele
Numarul de roti ale transmisiei :
Rezulta constructiv:
x = 2
Frecventa incovoierilor curelei:
[Hz] 353.161300
63.1021010 33
pLxf
Forta periferica transmisa:
[N] 27863.10
5.71010 22
PF
Forta de intindere a curelei:
[N] 472278*7.1*2...5,1 FSc
Cotele de modificare a distantei dintre axe:
pLX *03.0
[mm] 391400*03.0*03.0 pLX
Se adopta: X = 39 [mm]
pLY *015.0
[mm] 5.191300*015.0*015.0 pLY
Se adopta: Y = 20 [mm]
12. Calculul randamentului transmisiei mecanic
Se adopta:
Randamentul angrenajului: 98.0...97.0angrenaj
Randament ungere: 98.0ungere
Randament lagar: 99.0...96.0lagar
Randamentul etanseitatii: 85.0...8.0tan se
Randament curea: 96.0...95.0curea
%58.7796.085.099.098.098.0ηηηηηη etanslagarcureaungereangrenajtransmisie
13. Memoriu justificativ cu privire la alegerea materialelor, a semifabricatelor, si a solutiilor constructive pentru principalele piese din componenta reductorului (roti, arbori, carcase).
Reductoarele cilindrice sunt mecanisme cu roţi dinţate, montate în carcase închise şi folosite pentru reducerea turaţiei, concomitent cu amplificarea momentului de torsiune transmis. Necesitatea folosirii reductoarelor în transmisii mecanice, rezultă din condiţii economice; prin folosirea reductoarelor se pot alege motoare cu turaţii mari care au gabarit redus.
În cadrul proiectării un rol important îl are alegerea materialelor atât din punct de vedere al preţului de cost, cât şi a rezistenţei, a uşoarei prelucrări şi interschimbabilităţii cu alte organe de maşini.
Pe cât se poate organele de asamblare şi asigurare vor corespunde cu tehnica de fabricaţie conform STAS, cu respectarea caracteristicilor mecanice. Se va folosi motorul electric de tip asincron având o putere de 7.5 KW funcţionând la turaţia de 1269 rot/min.
Pinionul se execută corp comun cu arborele ne fiind necesare mijloace de fixare a acestora pe arbore. Se va executa din oţel marca 15Cr9 iar tratamentul termic aplicat fiind cementarea.
Roata dinţată se va fixa pe arbore prin pene paralele STAS 1004-81 executate din OLC60. Carcasele şi capacele se vor executa din Fc 150 STAS 1004-75 fiind o fontă cenuşie cu
grafit lamelar, cu o rezistenţă la tracţiune de 200 N/mm2.
14. Norme de tehnica securitatii muncii
La lucrul sau la exploatarea reductorului va trebui să se ţină seama de următoarele prevederi cu privire la norme de tehnica securităţii muncii:
1. Reductorul să fie fixat cu şuruburi de bancul de lucru. 2. Nu se vor folosi reductoare cărora le lipsesc piese, componente. 3. Nu se va schimba uleiul în timpul funcţionării. 4. Nu se verifica uleiul în timpul funcţionării. 5. Piesele defecte sau uzate se vor înlocui cu altele corespunzătoare.w. 6. Se respectă intervalele de schimb al uleiului şi al rulmenţilor. 7. Se are in vedere de a nu depăşi orele de funcţionare la reductorului.