UNIVERSITATEA DE NORD BAIA MARE
Facultatea de Inginerie
Disciplina: Organe de Maşini
PROIECT DE AN
REDUCTOR CILINDRIC
P=7 KW
n=1600 rot/min
i=4
STUDENT xxxxxxxxxxxxxxx
ANUL xxxxxx.
grupa xxxxxxx
Anul Universitar 2012-2013
UNIVERSITATEA BAIA MARE
Facultatea de Inginerie Mecanica CATEDRA DE CONSTRUCTII
Discipline: Mecanisme si Organe DE MASINI
De Maşini Responsabil de disciplina
1
Prof.univ.dr.ing.xxxxxxxxxx
PROIECT DE AN
Numele si prenumele studentului: xxxxxxxxx, grupa: xxxxx
-TEMA PROIECTULUI-
Sa se proiecteze: Reductor Cilindric
-antrenarea reductorului se face printr-o transmisie cu curele trapezoidale:
-puterea nominală la arborele de intrare: P=7 KW,
-turaţia nominală la arborele de intrare: n=1600 rot/min
-raportul de transmitere total: i=4
-reductorul este cu o treapta si este formata dintr-un angrenaj cilindric
TERMENUL DE PREDARE A PROIECTULUI_...................._
Conducător de proiect: xxxxxxx
2
CUPRINS
A. Memoriul tehnic………………………………………………………
1.1. Generalităţi, clasificări………………………………………………………………….
1.2. Funcţionare ……………………………………………………………………………..
1.2. Variante constructive…………………………………………………………………...
1.3. Norme de tehnica securităţii muncii…………………………………………………..
B. Memoriul justificativ de calcul
1. Calculul momentelor si puteri de iesire pe baza datelor initiale (tema de proiect)
2. Intocmirea schemei cinematice a reductorului cu o treapta, propunerea a trei variante constructive.
Alegerea unei variante si argumentarea alegerii.
3. Alegerea preeliminara a materialelor pentru roti dintate.
4. Calculul distantei axiale.
5. Determinarea modulului cu ajutorul relatiei m(mm)=(0.01,…0.002)*a
6. Stabilirea numarului de dinti ai pinionului
7. Alegerea finala a modulului si a numarului de dinti aferenti celor 2 roti dintate
8. Calculul danturii
9. Calculul elementelor geometrice ale rotiilor dintate
10. Calculul fortelor din angrenaj
11. Verificarea la subtaiere
12. Verificarea continuitatii angrenarii
13. Verificarea interferentelor dintiilor
14. Verificarea jocului la capul dintiilor
15. Verificarea rezistentei danturii rotiilor dintate
16. Stabilirea dimensiunilor arboriilor
17. Verificarea arborilor
18. Alegerea penelor
19. Alegerea si verificarea rulmentiilor …………………………………………..
C. Bibliografie……………………………………………………………3
D. Desene……………………………………………………………….
A. MEMORIUL TEHNIC
1.1. Generalităţi, clasificări
Reductoarele fac parte din marea categorie a transmisiilor mecanice si servesc la reducerea
(micşorarea)numărului de turaţii si la mărirea (creşterea) momentului de torsiune. Se încadrează in
categoria transmisiilor prin angrenaje cu roti dinţate cu raport de transmitere constant i>1 montate in
carcase închise.
După tipul angrenajelor componente, reductoarele pot fii:
- cu roţi dinţate cilindrice;
- cu roţi dinţate conice;
- cu roţi dinţate elicoidale;
- cu roţi dinţate pseudoconice;
- cu roţi dinţate melcate şi combinate;
Elementele principale a unui reductor, indiferent de tip sunt urmatoarele:
- carcasă (corp+capac);
- angrenajele;
- arborii şi lagărele.
Carcasa - se executa în general din fontă prin turnare. Este prevăzuta cu nervuri care au următoarele
scopuri: măreşte rigiditatea ansamblului, reduc zgomotul şi vibraţiile, măreşte suprafaţa de răcire a
reductorului.
La reductoarele de dimensiuni mari, netipizate şi la unicate se utilizează cu succes carcase sudate.
Carcasele trebuie să asigure poziţii relativ corecte a arborilor prin intermediu lagărelor şi roţilor dinţate,
servind si ca baie de ulei.
In planul de separaţie corpul şi capacul reductorului se prelucrează finit şi se acoperă, înainte de
asamblare cu lacuri, vopsele sau sticlă solubilă pentru asigurarea etanşeităţii. Suprafaţa de separaţie corp-
capac poate fi prevăzută cu canale de ungere care să împiedice ieşirea lubrifiantului în afară şi să-l ghideze
spre lagăre.
Corpul reductorului este prevăzut la partea inferioară cu un dop de golire a uleiului uzat, după rodaj sau
după timpul normal de utilizare.
4
Capacul reductorului are prevăzut, în partea superioară, un orificiu de vizitare acoperit cu un capac
metalic sau transparent. Prin capacul de vizitare se urmăreşte periodic starea angrenajelor şi se introduce
lubrifiant în reductor.
Carcasa compusă din corp şi capac se asamblează prin şuruburi şi se centrează cu ajutorul unor ştifturi
cilindrice sau conice.
In dreptul lagărelor sunt prevăzute capace care se pot monta prin fixare cu şuruburi pe carcasă sau în
nişte locaşuri prevăzute anume în pereţii carcasei.
Angrenajele - constituie partea funcţională principală a unui reductor.
Cele mai frecvent utilizate în construcţia de reductoare sunt:
- cilindrice cu: - dinţi drepţi;
- dinţi înclinaţi;
- în V;
- conice cu: - dinţii drepţi;
- dinţii înclinaţi;
- dinţii curbi;
- melc-roată melcată:
În funcţie de cerinţele locului de utilizare se va alege angrenajul sau combinaţia de angrenaje care să
întrunească cele mai multe avantaje
La reductoarele cu mai multe trepte se impune împărţirea raţională a rapoartelor de transmitere pe
fiecare treaptă, în vederea obţineri unor condiţii de gabarit optime, ungere satisfăcătoare a tuturor treptelor,
etc.
Arborii - pe care sunt fixate angrenajele sunt arbori drepţii. Ei sunt proiectaţii cât mai scurt pentru a
avea o rigiditate cât mai mare care este foarte importantă în funcţionare şi a asigura o construcţie compactă
a reductoarelor.
Orice reductor are un arbore de intrare şi un arbore de ieşire. La reductoarele cu mai multe trepte există
şi arbori intermediarii. Arborii pot fii verticali sau orizontali în funcţie de tipul şi poziţia relativă a
angrenajelor, locul de utilizare a reductorului, etc. Existe construcţii de reductoare cu două capete de
cuplare la ieşire sau cu ieşire pe arbori intermediari.
Lagărele -sunt în marea majoritate a cazurilor cu rulmenţii. Tipul şi mărimea rulmenţilor vor fi în
funcţie de valoarea şi sensul forţelor ce solicită arborii, tipul construcţiei alese, etc.
In afară de aceste elemente principale orice reductor mai are o serie de elemente auxiliare strict necesare
pentru buna funcţionare a reductorului şi anume:
- elemente de etanşare;
- elemente pentru măsurarea şi controlul nivelului de ulei di baia reductorului (joje, vizoare);
- elemente pentru deplasarea şi transportul reductorului (inele de ridicat, umeri de ridicat);
5
- elemente pentru fixarea şi poziţionare rulmenţilor şi roţilor dinţate pe arbori şi în carcase (capace laterale,
piuliţe şi şaibe de siguranţă pentru rulmenţii, plăcuţe de reglare, bucşe şi inele de distanţare, pene, etc.)
- aerisitoare, pentru a se evita crearea unei suprapresiuni în interiorul reductorului, care ar perturba în
primul rând ungere corespunzătoare a roţilor dinţate şi rulmenţilor şi ar forţa sistemul de etanşare.
Ungerea reductoarelor de uz general se face cu uleiuri. Metoda de ungere se alege în funcţie de viteza
periferică a roţilor dinţate, în primul rând.
Pentru viteze periferice până la 12...15m/s ungerea angrenajelor se face prin barbotare.
La angrenajele cilindrice, nivelul uleiului la roata mare trebuie să treacă peste dinţi cu 0,75 din lăţimea
lor dar nu mai puţin de 10 mm.
Roţile de turaţie mică de pe treapta a doua sau a treia se pot scufunda până la 1/3 din diametrul exterior
al lor.
La angrenajele conice roata mare va fii scufundată în ulei pe toată înălţimea dintelui cel puţin.
Limita maximă de scufundare în ulei este tot de 1/3din diametrul exterior al roţii.
Melcul se recomandă a fii scufundat în ulei pe o înălţime de 2,3...4 mx. Dacă roata melcată este cea care
se află în ulei, se vor aplica recomandările de la angrenajele cilindrice sau se va opta pentru soluţia ungerii
prin presiune.
Rulmenţi reductoarelor se ung în general prin barbotarea uleiului de către roţile dinţate. La viteze sub 4
m/s rulmenţii se vor unge cu unsori consistente, prevăzându-se în astfel de cazuri elemente de protecţie
pentru a evita pătrunderea produselor de uzură în rulmenţi şi spălarea unsori.
Elemente pentru etanşare - utilizarea mai frecvent în construcţia reductoarelor sunt manşetele de
etanşare cu buză de etanşare şi inele de pâslă.
Dispozitivele de ungere - sunt necesare pentru asigurarea ungeri cu ulei sau unsori consistente a
rulmenţilor, uneori chiar a angrenajelor când nici una din roţile dinţate nu ajunge în baia de ulei. Conducere
lubrifiantului la locul de ungere se realizează folosind diverse construcţii de dispozitive de ungere: canale
de ungere, ungătoare, roţi de ungere, inele de ungere, lanţ de ungere, etc.
Capacele - servesc la fixarea şi reglarea jocurilor din rulmenţi, la asigurarea etanşări, fiind prinse în
peretele reductorului cu ajutorul unor şuruburi.
Indicatorul nivelului de ulei - din reductor, în cele mai multe cazuri, este executat sub forma unei tije pe
care sunt marcate nivelul maxim, respectiv minim al uleiului, sau sub forma unor vizoare montate pe corpul
reductorului. Există şi indicatoare care funcţionează pe principiul vaselor comunicante, realizate pe baza
unui tub transparent care comunică cu baia de ulei.
Elementele pentru ridicarea reductorului şi manipularea lui - sunt realizate sub forma unor inele de
ridicare cu dimensiuni standardizate şi fixate în carcasă prin asamblare filetată. Uneori, tot în scopul
posibilităţi de ridicare şi transportare a reductorului, pe carcasă se execută nişte umeri de ridicare (inelare
6
sau tip cârlig). La reductoarele de dimensiuni mari întâlnim ambele forme inele de ridicare în capacul
reductorului şi umeri de prindere pe corp.
Alegerea soluţiei constructive
Varianta I a unui reductor cilindric.
Reductorul cilindric din figura 1.1. are carcasa realizată din trei părţi, cu două plane de separaţie
orizontale. Axele arborilor, roţilor conduse sunt cuprinse într-un plan vertical. In această construcţie
creşte înălţimea reductorului în detrimentul reducerii lungii. Jocul din rulmenţi şi poziţia melcului se
poate regla cu ajutorul celor două capace. Pentru ungerea angrenajului cilindric se foloseşte un pinion
executat dintr-un material moale, care transportă uleiul pe dinţii roţii conducătoare din a doua treaptă de
reducere. Rulmenţi de pe arbori roţilor sunt de tipul radial-axial cu role conice, iar ungerea lor se face cu
vaselină, a cărui scurgere în baia de ulei este oprită de nişte capace. Etanşarea arborelui de intrare şi de
ieşire este realizată cu manşete de rotaţie. Reductorul mai este prevăzut cu capac de vizitare,
aerisitor, indicator al nivelului de ulei cu vizor, dop de golire şi inele de ridicare.
Fig 1.1
7
Varianta II a unui reductor cilindric.
În figura 1.2. este reprezentat un reductor la care carcasa este turnată din două părţi cu planul de
separaţie orizontal. Pentru scoaterea jocului din rulmenţi se foloseşte capacul în care este montat şi
elementul de etanşare. Aceşti rulmenţi formează împreună rulmentul conducător. Ungerea angrenajelor
se face prin scufundarea în baia de ulei a roţilor conduse. Rulmenţi se ung cu uleiul din ceaţă ulei
obţinută prin barbotarea uleiului din baia reductorului de către roţile dinţate. Reductorul mai este
prevăzut cu inele de ridicare turnate, capac de vizitare, aerisitor, indicator de nivel de ulei cu vizor şi
dop de golire
A - A
8
Fig.1.2
Construcţia unui reductor cilindric este arătat in figura 1,1 el are carcasa sudata . Jocul din rulmenţi
se poate regla cu ajutorul capacului montat pe carcasa reductorului, pe capacul de intrare a
arborelui.Lagărele de susţinere sunt cu rulmenţi radiali cu bile, ungerea angrenajelor şi a rulmenţilor se
realizează cu ulei din baia reductorului, al cărui nivel ulei să nu depăşească o treime din diametrul exterior
al roţi conduse. Pentru buna funcţionare a reductorul este prevăzut cu capac de vizitare a danturi, aerisitor,
dop de golire, indicator al nivelului de ulei cu vizor şi inele de ridicare atasate in capac. Etanşarea arborelui
de intrare şi ieşire se realizează cu manşete de rotaţie.
9
Varianta III a unui reductor cilindric.
Fig 1.3
B. Memoriu justificativ de calcul
Întocmirea schemei cinematice
10
Materiale pentru roti dintate
Pentru constructia rotilor dintate se poate utiliza o mare varietate de materiale. Optiunea asupra
unuia sau altuia dintre acestea are implicatii asupra gabaritului transmisiei, tehnologiei de executie, pretului
de cost etc.
In general, alegerea materialului pentru rotile dintate trebuie sa aiba in vedere urmatoarele
criterii:
- felul angrenajului §i destinatia acestuia;
- conditiile de exploatare (marimea §i natura incarcarii, marimea vitezelor periferice, durata
de functionare §i conditiile de mediu);
- tehnologia de executie agreata;
- restrictiile impuse prin gabarit, durabilitate §i pret de fabricatie.
Principalele materiale folosite in constructia rotilor dintate sunt: otelurile, fontele, unele aliaje
neferoase §i materialele plastice.
Otelurile sunt utilizate, in general, pentru angrenajele de lucru, la care uzura trebuie sa fie cat mai
mica. Din aceasta grupa se folosesc otelurile carbon de calitate §i otelurile aliate. Aceste materiale se supun
tratamentelor termice in scopul ameliorarii caracteristicilor de rezistenta §i a imbunatatirii comportarii
flancurilor dintilor la diverse forme de uzura. In alegerea otelurilor se pot face urmatoarele recomandari:
- Rotile care angreneaza sa nu fie executate din acela§i material (la materiale identice tendinta
de gripare este maxima).
- Roata conducatoare functioneaza in conditii mai grele decat roata condusa, deci trebuie sa fie
executata dintr-un material cu caracteristici mecanice superioare. Cateva combinatii de materiale intalnite
la reductoare de uz general sunt: OLC45 / OLC35; 0LC60 / OLC45; 0LC60 / 0LC35; 40Cr10 / OLC45;
OLC35 / OL70; OLC15 / OLC10; 41MoCr11 / 40Cr10; 33MoCr11 / OLC45 etc.
11
- Pentru reductoarele obi§nuite se recomanda utilizarea otelurilor cu duritati mici §i mijlocii HB «
(2500...3500) MPa, astfel mic§orandu-se pericolul griparii, diferenta intre roti fiind de HB «
(200...300)MPa.
Fontele se utilizeaza pentru angrenajele de dimensiuni mari care functioneaza cu viteze periferice
relativ scazute. Rotile dintate executate din fonte rezista bine la uzura dar nu se recomanda in cazul
solicitarilor de incovoiere.
Pentru rotile dintate putin solicitate se utilizeaza materiale neferoase de tipul alamei §i bronzului.
Aceste materiale se prelucreaza u§or, se comporta bine la uzura §i sunt antimagnetice.
Materialele plastice se utilizeaza acolo unde conditiile de exploatare a rotilor dintate permit acest
lucru. Ele prezinta avantajul reducerii zgomotului, dar nu pot fi folosite decat intr-un domeniu restrans de
temperatura §i umiditate.
In functie de modul de solicitare se recomanda urmatoarele:
- pentru angrenaje puternic solicitate §i viteze periferice ve (3... 12) m/s: oteluri aliate de cementare
(21MoMnCr12; 15MoMnCr12; 13Cr08; 21TiMnCr12; 18MoCr10), cementate in adancime min.1,5 mm §i
calite la (58...62) HRC pe suprafata §i (30...40) HRC in miez;
- pentru angrenaje mediu solicitate §i viteze periferice v e (4....8) m/s: oteluri carbon de
calitate (OLC 35; OLC 45; OLC 60) §i oteluri aliate (35CrMnSi13; 40Cr10; 41MoCr11) imbunatatite.
Pentru viteze ve (8... 12) m/s: oteluri carbon de calitate §i aliate (OLC 35; OLC 45; 40Cr10;
41MoCr11) imbunatatite la 30...35 HRC §i calite superficial la 50...55 HRC.
- pentru angrenaje slab solicitate §i viteze periferice ve (6... 12) m/s: oteluri carbon de cementare
(OLC 10; OLC 15) cementate pe o adancime de (0,6...1) mm §i calite la (50...60) HRC pe suprafata.
Pentru v < 6 m/s: oteluri carbon de calitate (OLC 35; OLC 45; OLC 60) §i oteluri aliate (40Cr10; 35
Mn16; 27MnSi12; 31CrMnSi10; 35CrMnSi13) imbunatatite la (20...25) HRC.
- pentru angrenaje foarte slab solicitate, indiferent de viteza: oteluri carbon obi§nuite
netratate (OL42; OL50; OL60; OL70), oteluri turnate (OT45; OT50), fonta turnata (Fgn600; Fgn700),
textolit.
Caracteristicile de rezistenta ale otelurilor §i fontelor folosite la constructia rotilor dintate sunt
prezentate in tabelul 2.1
12
20. Calculul distantei axiale.
Distanta axiala este distanta dintre axele celor doi arbori.Aceasta distanta reiese din diametrele
celor doua roti dintate.
Avand in vedere faptul ca acest reductor s-a construit cu scopul de a avea rotile dintate
interschimbabile s-au folosit roti dintate care sunt fixate pe arbori cu penepe arbori.
Avantajul pinionului este folosirea unui gabarit redus, dar avand in vedere faptul ca nu avem
probleme cu gabaritul v-om folosi roti dintate care vor fi fixate pe arbore cu ajutorul penelor.
Revenind la subiect avem relatia in care distanta axiala (a) este :
unde d1= diametrul roti dintate mici(roata conducatoare) , iar d2 = diametrul roti dintate mare(roata
condusa).
Tabelul 2.1
Materialul
Tra
tam
ent
term
ic s
au
term
ochi
mi
Duritatea
flancurilor HB
[MPa]
Relatii de calcul
Grupa Simbol JH lim [MPa] J0lim [MPa]
Fonte nodulare
sau perlitice
Fgn 600-
2 Fmp
700-2
- 1500 -3000 0,15 HB + 175 0,067 HB + 230
Oteluri aliate de
imbunatatire
40Cr10
41MoCr11
30MoCrNi2
0
I 2500-2900
2500-2900
3100-3500
Laminate
0,15 HB + 300
Turnate
0,15 HB + 250
Laminate
0,057 HB
+385
Turnate
40Cr10
41MoCr11
I +
Nitrurare
4800-5400 sau
(50-55) HRC
20HRC +
60
650 ± 200
40Cr10
41MoCr11
Calire 4800-5650 sau
(50-57) HRC
20 HRC 600± 100
Oteluri carbon
§i aliate de
cementare
OLC10
OLC15
21MoMnCr
cementare
+
calire
5400-645 sau
(55-63) HRC
24 HRC
25,5 HRC
700
950
Oteluri carbon de
imbunatatire
OLC35
OLC45
OLC60
I 1750
1850
2100
Laminate
0,15 HB + 250
Turnate
Laminate
0,05 HB +
320 Turnate
13
Diametrele celor doua roti dintate au fost calculate cu ajutorul programului inventor (dupa cum
se poate vedeain figurile de mai jos) , si pentru evitarea erorilor de software au fost verificate cu ajutorul
formulelor de calcul traditionale in programul Mathcad.
.Alegerea motorului electric
Motor electric asincron cu colivie
AT 172 M 42 S P=7KW n=1500 rot/min
Diametrul axului motorului
Φ=42 mm
Calculul angrenajului cilindric cu dinţi drepţi
14
15
16
17
18
19
20
Spur Gears Component Generator (Version: 2013 (Build 170138000, 138))
09.01.2013
Project Info
Guide
Design Guide - Number of Teeth
Unit Corrections Guide - User
Type of Load Calculation - Torque calculation for the specified power and speed
Type of Strength Calculation - Check Calculation
Method of Strength Calculation - ISO 6336:1996
Common ParametersGear Ratio i 3,9048 ul
Desired Gear Ratio iin 4,0000 ul
Module m 3,500 mm
Helix Angle β 0,0000 deg
Pressure Angle α 22,5000 deg
Center Distance aw
180,000 mm
21
Product Center Distance a 180,250 mm
Total Unit Correction Σx
-0,0711 ul
Circular Pitch p 10,996 mm
Base Circular Pitch pt
b
10,159 mm
Operating Pressure Angle αw
22,3071 deg
Contact Ratio ε 1,4001 ul
Limit Deviation of Axis Parallelity
fx
0,0120 mm
Limit Deviation of Axis Parallelity
fy
0,0060 mm
GearsGear 1 Gear 2
Type of model Component
Component
Number of Teeth z 21 ul 82 ul
Unit Correction x 0,8000 ul -0,8711 ul
Pitch Diameter d 73,500 mm
287,000 mm
Outside Diameter da
86,098 mm
287,900 mm
Root Diameter df
70,350 mm
272,152 mm
Base Circle Diameter db
67,905 mm
265,153 mm
Work Pitch Diameter dw
73,398 mm
286,602 mm
Facewidth b 40,000 mm
38,000 mm
Facewidth Ratio br 0,5170 ul 0,1324 ul
Addendum a*
1,0000 ul 1,0000 ul
Clearance c* 0,2500 ul 0,2500 ul
Root Fillet rf* 0,3500 ul 0,3500 ul
Tooth Thickness s 7,817 mm 2,972 mm
Tangential Tooth Thickness st 7,817 mm 2,972 mm
Chordal Thickness tc 6,673 mm 2,537 mm
Chordal Addendum ac 4,917 mm -0,075 mm
Chordal Dimension W 29,000 mm
110,036 mm
Chordal Dimension Teeth zw 3,000 ul 11,000 ul
Dimension Over (Between) Wires
M 85,883 mm
289,099 mm
Wire Diameter dM 6,000 mm 6,000 mm
22
Limit Deviation of Helix Angle
Fβ
0,0120 mm
0,0130 mm
Limit Circumferential Run-out
Fr
0,0210 mm
0,0370 mm
Limit Deviation of Axial Pitch fpt
0,0085 mm
0,0100 mm
Limit Deviation of Basic Pitch fpb
0,0080 mm
0,0090 mm
Virtual Number of Teeth zv 21,000 ul 82,000 ul
Virtual Pitch Diameter dn
73,500 mm
287,000 mm
Virtual Outside Diameter da
n
86,098 mm
287,900 mm
Virtual Base Circle Diameter db
n
67,905 mm
265,153 mm
Unit Correction without Tapering
xz 0,2798 ul -2,0557 ul
Unit Correction without Undercut
xp
-0,5038 ul
-4,9704 ul
Unit Correction Allowed Undercut
xd
-0,6761 ul
-5,1427 ul
Addendum Truncation k 0,0003 ul 0,0003 ul
Unit Outside Tooth Thickness sa 0,2581 ul 0,7440 ul
Tip Pressure Angle αa
37,9362 deg
22,9285 deg
LoadsGear 1 Gear 2
Power P 7,000 kW 6,860 kW
Speed n 1600,00 rpm 409,76 rpm
Torque T 41,778 N m 159,871 N m
Efficiency η 0,980 ul
Radial Force Fr 467,057 N
Tangential Force Ft 1138,400 N
Axial Force Fa 0,000 N
Normal Force Fn 1230,486 N
Circumferential Speed
v 6,158 mps
Resonance Speed nE
1
14565,015 rpm
23
MaterialGear 1 Gear 2
User material
User material
Ultimate Tensile Strength Su 700 MPa 700 MPa
Yield Strength Sy 340 MPa 340 MPa
Modulus of Elasticity E 206000 MPa
206000 MPa
Poisson's Ratio μ 0,300 ul 0,300 ul
Bending Fatigue Limit σFlim 352,0 MPa 352,0 MPa
Contact Fatigue Limit σHlim 1140,0 MPa 1140,0 MPa
Hardness in Tooth Core JHV 210 ul 210 ul
Hardness in Tooth Side VHV
600 ul 600 ul
Base Number of Load Cycles in Bending
NFlim 3000000 ul 3000000 ul
Base Number of Load Cycles in Contact
NHlim
100000000 ul
100000000 ul
W?hler Curve Exponent for Bending
qF 6,0 ul 6,0 ul
W?hler Curve Exponent for Contact
qH 10,0 ul 10,0 ul
Type of Treatment type
2 ul 2 ul
Strength Calculation
Factors of Additional LoadApplication Factor KA 1,200 ul
Dynamic Factor KH
v
1,211 ul
1,211 ul
Face Load Factor KH
β
1,741 ul
1,468 ul
Transverse Load Factor KH
α
1,052 ul
1,052 ul
One-time Overloading Factor
KA
S1,000 ul
Factors for ContactElasticity Factor ZE 189,812 ul
Zone Factor ZH 2,390 ul
Contact Ratio Factor Zε 0,931 ul
Single Pair Tooth Contact Factor
ZB
1,000 ul
1,000 ul
Life Factor ZN
1,000 ul
1,000 ul
Lubricant Factor ZL 0,962 ul
Roughness Factor ZR 1,000 ul
Speed Factor Zv 0,985 ul
24
Helix Angle Factor Zβ 1,000 ul
Size Factor ZX
1,000 ul
1,000 ul
Work Hardening Factor ZW
1,000 ul
Factors for Bending
Form Factor YFa
1,831 ul
2,462 ul
Stress Correction Factor YSa
1,989 ul
1,541 ul
Teeth with Grinding Notches Factor
YSa
g
1,000 ul
1,000 ul
Helix Angle Factor Yβ 1,000 ul
Contact Ratio Factor Yε 0,786 ul
Alternating Load Factor YA
1,000 ul
1,000 ul
Production Technology Factor YT
1,000 ul
1,000 ul
Life Factor YN
1,000 ul
1,000 ul
Notch Sensitivity Factor Yδ
1,195 ul
1,134 ul
Size Factor YX
1,000 ul
1,000 ul
Tooth Root Surface Factor YR 1,000 ul
ResultsFactor of Safety from Pitting SH 2,190 ul 2,190 ul
Factor of Safety from Tooth Breakage
SF 8,056 ul 6,973 ul
Static Safety in Contact SHs
t1,931 ul 1,931 ul
Static Safety in Bending SFst
16,858 ul
15,367 ul
Check Calculation Positive
Summary of Messages
21:50:30 Calculation: Calculation indicates design compliance!
25
Calculul arborilor
Calculul de proiectare al arborilor se face în următoarele etape:
- stabilirea schemei de calcul şi de încărcare;
- alegerea materialului;
- stabilirea rezistenţelor admisibile;
- stabilirea modulului de rezistenţă axial;
- schiţa arborelui în funcţie de montajul roţilor;
- schema de încărcare;
- stabilirea reacţiunilor pe reazeme în plan vertical şi orizontal;
- trasarea diagramelor de momente încovoietoare;
- dimensionarea secţiunilor se face din condiţia solicitării la încovoiere ;
- se face o verificare la oboseală ;
- se face verificarea rigidităţii flexionale;
Calculul arborelui de intrare
1.Calculul de predimensionare:
Calculul de predimensionare se face din condiţia de torsiune: [Nmm];
;
[mm];
2.Calculul la solicitări compuse:
Solicitările compuse se referă la solicitarea de încovoiere cu răsucire.
Se ştie:
- diametrul cercului de rulare la roata 2 dW2=273 [mm];
- unghiul de rulare w=0,39 ;
- unghiul de frecare =00;
26
3.Forţa periferică:
[N];
4.Forţa radială:
[N];
5.Determinarea reacţiunilor:
- din planul orizontal:
[N];
[N];
- din planul vertical:
[N];
[N];
6.Încărcarea rezultantă pe lagăre:
[N];
[N];
7.Momentul încovoietor maxim din H:
MimaxH=l1HI=160 =259000[Nmm];
8.Momentul încovoietor maxim din V:
MimaxV=l1VI=1608397=975000[Nmm];
9.Momentul încovoietor maxim rezultant:
[Nmm];
10.Determinarea mărimii momentului echivalent:
27
[Nmm];
- este raportul dintre rezistenţele admisibile la încovoiere pentru ciclul alternant simetric şi una din
rezistenţele admisibile aiI, aiII, aiIII corespunzătoare modului de rotaţie a momentului de torsiune (static ,
pulsant , alternant simetric ).
;
Conform teoriei a III-a de rezistenţă =1:
[Nmm];
a=40 [N/mm2];
[mm];
Se stabileşte forma constructivă a arborelui pe baza dimensiunilor calculate în etapa anterioară ,
ţinând seama de : organele de maşini care montează pe arbore, de considerente tehnologice şi de
standardizare. Dimensiunile finale ale arborilor vor vi stabilite după determinarea lungimii butucilor şi a
lăţimii rulmenţilor.
După acestea se face o verificare la oboseală în secţiunea considerată cea mai periculoasă care este
1-1. Verificarea la oboseală la solicitări simple presupune determinarea coeficienţilor de siguranţă nominali
(efectivi ) „c” pe baza comportării la oboseală a materialelor şi compararea lor cu coeficienţi de siguranţă
28
admişi. În aceste calcule stările de tensiune din piese trebuie raportate la rezistenţele la oboseală ale pieselor
reale.
11.Calculul momentelor încovoietoare din secţiunea periculoasă:
MiH=HII22=876922=192918[Nmm];
MiV=VII22=1452422=319528[Nmm];
12.Momentul încovoietor rezultant:
[Nmm];
13.Solicitarea de încovoiere este produsă de un ciclu alternant simetric:
[N/mm2];
14.Tensiunea medie:
;
15.Amplitudinea:
[N/mm2];
16.Coeficientul de asimetrie:
;
17.Solicitarea de torsiune este produsă printr-un ciclu alternant pozitiv:
[N/mm2];
[N/mm2];
18.Tensiunea medie:
[N/mm2];
19.Amplitudinea:
[N/mm2];
20.Coeficientul de asimetrie R=0;
21.Se determină după metoda SERENSEN coeficientul de siguranţă pentru solicitările de încovoiere şi
coeficientul de siguranţă pentru solicitările de torsiune:
29
; ;
22.Coeficienţii de material:
;
;
23.Coeficientul de siguranţă pentru solicitările compuse:
;
24.Caracteristicile mecanice ale materialului OLC45 :
- rezistenţa la oboseală din încovoiere:
-ciclu alternant simetric -1=0,5r=0,5637,64=318,82[N/mm2];
-ciclu pulsatoriu 0=0,5r=0,5637,64=318,82 [N/mm2];
- limita de curgere r=637,64 [N/mm2] , c=372,78 [N/mm2] conform STAS 880-66
- rezistenţa la oboseală din răsucire:
-ciclu alternant simetric -1=0,275r=0,275637,64=175,353[N/mm2];
-ciclu pulsatoriu 0=0,495r=0,495637,64=315,636 [N/mm2];
25.Coeficienţii care ţin seama de concentratori de tensiune şi dimensionali şi de starea suprafeţei:
26.Din diagramele corespunzătoare solicitării rezultă:
k=1,7; k=1,3;
27.Coeficienţii dimensionali pentru solicitarea normală respectiv tangenţială:
=0,65; =0,6;
28.Coeficientul care ţine cont de calitatea suprafeţei şi de tratamentul termic aplicat arborilor:
===12=2,4;
29.Coeficientul de calitate a suprafeţei: 1=1 , pentru Ra=1,6;
30.Coeficientul dependent de tratamentul termic aplicat stratului superficial 2=2,4;
;
30
;
> ca=1,51,8;
31.Verificarea la deformaţii de încovoiere (rigiditate flexională):
Săgeata maximă:
[mm];
[mm];
[mm];
Rotirea din lagăre:
[rad];
[rad];
Rotirea din lagărul I :
[rad];
[rad];
[rad];
Rotirea din lagărul II :
[rad];
31
Shaft Component Generator (Version: 2013 (Build 170138000, 138))
08.01.2013
Project Info
Calculation
Material
Material User material
Modulus of Elasticity E 206000 MPa
Modulus of Rigidity G 80000 MPa
Density ρ 7860 kg/m^3
Calculation Properties
Include
No Density ρ 7860 kg/m^3
No Shear Displacement Ratio β 1,188 ul
Number of Divisions 1000 ul
Mode of reduced stress HMH
Loads
Ind
ex
Lo
cati
on
Radial
ForceBending Moment
Continuo
us Load
Axial
Force
Torqu
eDeflection
Deflectio
n Angle
Y XSiz
e
Directi
onY X
Siz
e
Dir
ect
ion
Y XSiz
e
Direc
tionLength Y X Size Direction
1 10
8
55
9,0
55
9,0
-
0,2
0,273
microm
180,00 deg 0,00
32
m
m
00
N
00
N
73
mic
ro
m
Supports
Index Type Location
Reaction Force
Yielding Type
DeflectionDeflection
AngleY X Size DirectionAxial
ForceY X Size Direction
1 Free 68 mm295,941
N
295,941
NUser
0,000
microm
0,000
microm0,00 deg
2 Free 153 mm263,059
N
263,059
NUser
0,000
microm
0,000
microm0,00 deg
Results
Length L 163,000 mm
Mass Mass 1,290 kg
Maximal Bending Stress σB 1,884 MPa
Maximal Shear Stress τS 0,308 MPa
Maximal Torsional Stress τ 0,000 MPa
Maximal Tension Stress σT 0,000 MPa
Maximal Reduced Stress σred 1,928 MPa
Maximal Deflection fmax 0,699 microm
Angle of Twist φ 0,00 deg
33
Preview
Shear Force
Shear Force, YZ Plane
34
Shear Force, XZ Plane
Bending Moment
Bending Moment, YZ Plane
35
Bending Moment, XZ Plane
Deflection Angle
Deflection Angle, YZ Plane
36
Deflection Angle, XZ Plane
Deflection
Deflection, YZ Plane
37
Deflection, XZ Plane
Bending Stress
Bending Stress, YZ Plane
38
Bending Stress, XZ Plane
Shear Stress
Shear Stress, YZ Plane
39
Shear Stress, XZ Plane
Torsional Stress
Tension Stress
40
Reduced Stress
Ideal Diameter
Summary of Messages
19:01:46 Calculation: Calculated.
2.8.2. Calculul arborelui de iesire
1.Calculul de predimensionare:
Calculul de predimensionare se face din condiţia de torsiune: [Nmm];
;
41
[mm];
2.Calculul la solicitări compuse:
Solicitările compuse se referă la solicitarea de încovoiere cu răsucire.
Se ştie:
- diametrul cercului de rulare la roata 1 dW1=87 [mm];
- unghiul de rulare w=0,39 ;
- unghiul de frecare =00;
3.Forţa periferică:
[N];
4.Forţa radială:
[N];
5.Determinarea reacţiunilor:
- din planul orizontal:
[N];
[N];
- din planul vertical:
[N];
[N];
6.Încărcarea rezultantă pe lagăre:
[N];
[N];
42
7.Momentul încovoietor maxim din H:
MimaxH=l1HI=1601067=161200[Nmm];
8.Momentul încovoietor maxim din V:
MimaxV=l1VI=1602427=387000[Nmm];
9.Momentul încovoietor maxim rezultant:
[Nmm];
10.Determinarea mărimii momentului echivalent:
[Nmm];
- este raportul dintre rezistenţele admisibile la încovoiere pentru ciclul alternant simetric şi una din
rezistenţele admisibile aiI, aiII, aiIII corespunzătoare modului de rotaţie a momentului de torsiune (static ,
pulsant , alternant simetric ).
;
Conform teoriei a III-a de rezistenţă =1:
[Nmm];
a=40 [N/mm2];
[mm];
43
Se stabileşte forma constructivă a arborelui pe baza dimensiunilor calculate în etapa anterioară ,
ţinând seama de : organele de maşini care montează pe arbore, de considerente tehnologice şi de
standardizare. Dimensiunile finale ale arborilor vor vi stabilite după determinarea lungimii butucilor şi a
lăţimii rulmenţilor.
După acestea se face o verificare la oboseală în secţiunea considerată cea mai periculoasă care este
1-1. Verificarea la oboseală la solicitări simple presupune determinarea coeficienţilor de siguranţă nominali
(efectivi ) „c” pe baza comportării la oboseală a materialelor şi compararea lor cu coeficienţi de siguranţă
admişi. În aceste calcule stările de tensiune din piese trebuie raportate la rezistenţele la oboseală ale pieselor
reale.
11.Calculul momentelor încovoietoare din secţiunea periculoasă:
MiH=HII22=276922=49850[Nmm];
MiV=VII22=652422=117400[Nmm];
12.Momentul încovoietor rezultant:
[Nmm];
13.Solicitarea de încovoiere este produsă de un ciclu alternant simetric:
[N/mm2];
14.Tensiunea medie:
44
;
15.Amplitudinea:
[N/mm2];
16.Coeficientul de asimetrie:
;
17.Solicitarea de torsiune este produsă printr-un ciclu alternant pozitiv:
[N/mm2];
[N/mm2];
18.Tensiunea medie:
[N/mm2];
19.Amplitudinea:
[N/mm2];
20.Coeficientul de asimetrie R=0;
21.Se determină după metoda SERENSEN coeficientul de siguranţă pentru solicitările de încovoiere şi
coeficientul de siguranţă pentru solicitările de torsiune:
; ;
22.Coeficienţii de material:
;
;
23.Coeficientul de siguranţă pentru solicitările compuse:
;
24.Caracteristicile mecanice ale materialului OLC45 :
- rezistenţa la oboseală din încovoiere:
-ciclu alternant simetric -1=0,5r=0,5637,64=318,82[N/mm2];
-ciclu pulsatoriu 0=0,5r=0,5637,64=318,82 [N/mm2];
- limita de curgere r=637,64 [N/mm2] , c=372,78 [N/mm2] conform STAS 880-66
- rezistenţa la oboseală din răsucire:
45
-ciclu alternant simetric -1=0,275r=0,275637,64=175,353[N/mm2];
-ciclu pulsatoriu 0=0,495r=0,495637,64=315,636 [N/mm2];
25.Coeficienţii care ţin seama de concentratori de tensiune şi dimensionali şi de starea suprafeţei:
26.Din diagramele corespunzătoare solicitării rezultă:
k=1,7; k=1,3;
27.Coeficienţii dimensionali pentru solicitarea normală respectiv tangenţială:
=0,65; =0,6;
28.Coeficientul care ţine cont de calitatea suprafeţei şi de tratamentul termic aplicat arborilor:
===12=2,4;
29.Coeficientul de calitate a suprafeţei: 1=1 , pentru Ra=1,6;
30.Coeficientul dependent de tratamentul termic aplicat stratului superficial 2=2,4;
;
;
> ca=1,51,8;
31.Verificarea la deformaţii de încovoiere (rigiditate flexională):
Săgeata maximă:
[mm];
[mm];
[mm];
46
Rotirea din lagăre:
[rad];
[rad];
Rotirea din lagărul I :
[rad];
[rad];
[rad];
Rotirea din lagărul II :
[rad];
Shaft Component Generator (Version: 2013 (Build 170138000, 138))
08.01.2013
Project Info
Calculation
Material
Material User material
Modulus of Elasticity E 206000 MPa
Modulus of Rigidity G 80000 MPa
Density ρ 7860 kg/m^3
47
Calculation Properties
Include
No Density ρ 7860 kg/m^3
No Shear Displacement Ratio β 1,188 ul
Number of Divisions 1000 ul
Mode of reduced stress HMH
Loads
Inde
x
Loca
tion
Radial ForceBending
MomentContinuous Load
Axia
l
Forc
e
Torqu
e
Deflection Deflecti
on
AngleY X SizeDire
ctionYX
Siz
e
Dire
ctionYX
Siz
e
Dire
ction
Lengt
hY X Size
Directi
on
150
mm
559,
000
N
559,
000
N
-3,169
micro
m
3,169
micro
m
180,00
deg0,00 deg
Supports
Index Type Location
Reaction Force
Yielding Type
Deflection Deflec
tion
AngleY X Size Direction
Axial
ForceY X Size Direction
1 Free 10 mm295,941
N
295,941
N
0,011
microm/N
Deep
Groove
Ball
Bearings
-3,282
microm
3,282
microm
180,00
deg
0,00
deg
2 Free 95 mm263,059
N
263,059
N
0,011
microm/N
Deep
Groove
Ball
Bearings
-2,796
microm
2,796
microm
180,00
deg
0,00
deg
Results
48
Length L 165,000 mm
Mass Mass 1,777 kg
Maximal Bending Stress σB 0,965 MPa
Maximal Shear Stress τS 0,236 MPa
Maximal Torsional Stress τ 0,000 MPa
Maximal Tension Stress σT 0,000 MPa
Maximal Reduced Stress σred 0,999 MPa
Maximal Deflection fmax 3,294 microm
Angle of Twist φ 0,00 deg
Preview
Shear Force
49
Shear Force, YZ Plane
Shear Force, XZ Plane
50
Bending Moment
Bending Moment, YZ Plane
51
Bending Moment, XZ Plane
Deflection Angle
52
Deflection Angle, YZ Plane
Deflection Angle, XZ Plane
53
Deflection
Deflection, YZ Plane
54
Deflection, XZ Plane
Bending Stress
55
Bending Stress, YZ Plane
Bending Stress, XZ Plane
56
Shear Stress
Shear Stress, YZ Plane
57
Shear Stress, XZ Plane
Torsional Stress
58
Tension Stress
Reduced Stress
59
Ideal Diameter
Summary of Messages
18:54:41 Calculation: Calculated.
60
Alegerea lagărelor cu rulmenţi
În construcţia reductoarelor sunt foarte răspândite lagărele cu rulmenţi. Rulmenţii fiind tipizaţi,
alegerea lor se face după standarde şi cataloagele fabricilor producătoare pe baza diametrului fusului
arborelui pe care se montează, a sarcinilor de pe lagăr şi a duratei de exploatare alese iniţial.
Pentru alegerea lagărelor cu rulmenţi trebuie să se efectueze următoarele:
- să se întocmească schema cinematică funcţională cu indicarea mărimii direcţiei, sensului şi
locul de aplicare a forţelor;
- să se stabilească reacţiunile ce apar în reazeme;
- să se stabilească cel mai potrivit tip de rulment în funcţie de mărimea direcţia şi sensul
reacţiunilor, de construcţia ansamblului, de turaţie, de condiţii de exploatare şi montaj;
- să se determine mărimea rulmentului pe baza solicitării, a durabilităţii şi a turaţiei limită;
- să se pună la punct în concordanţă a tipului de rulment ales cu construcţia ansamblului şi
tehnologia de execuţie a lui;
- să se stabilească clasa de precizie a rulmenţilor şi a jocurilor funcţie de condiţiile de
exploatare ( precizie , vibraţii);
- stabilirea tipului ajustajului între inelele rulmentului şi arbori respectiv carcasă funcţie de
modul de fixare a rulmentului, a mărimii şi direcţiei sarcinilor şi clasa de precizie;
- stabilirea felului ungerii şi a sistemului de etanşare funcţie de turaţie, de mediul înconjurător
de temperatură, de destinaţie;
- definitivarea soluţiei constructive cu luarea în considerare a necesităţii asigurării rigidităţii
corespunzătoare şi a rezistenţei pieselor în contact cu rulmenţii, a realizării coaxialităţilor
locului de aşezare a rulmenţilor;
- o montare şi demontare uşoară şi a asigurării eliminării căldurii;
1.Alegerea rulmenţilor pentru arborele de intrare :
Date de proiectare:
- forţa radială care acţionează în mijlocul lagărului FR=FrII=467[N];
- forţa tangenţială FP=1138[N];
- forţa axială Fa=0[N];
- momentul de torsiune Mt=M1=41778[Nmm];
- coeficientul de frecare =0,0015;
61
2.Alegerea rulmenţilor :
Se face în funcţie de durabilitatea maximă a rulmenţilor:
; ;
unde :
L10 – durabilitatea [milioane de rotaţii];
C – capacitatea de încărcare dinamică a rulmentului, [daN];
Pm – sarcina dinamică echivalentă, [daN];
p – coeficient care este : 3 pentru rulmenţi cu bile ;
3,3 pentru rulmenţi cu role;
, [daN];
Lh – durabilitatea [ore];
Durabilitatea impusă este de Lh=9000[ore];
;
unde :
V – coeficient care ţine seama de inelul care se roteşte; V=1, pentru inel interior rotitor;
X şi Y – coeficienţi care depind de raportul , şi de tipul rulmentului;
Având în vedere că Fa=0, Pm=Fr=467 [N];
3.Capacitatea de încărcare dinamică este:
, [daN];
Se poate alege rulmentul cu simbolul 6008 care are :
4.Durabilitatea : [milioane de rotaţii];
2.Alegerea rulmenţilor pentru arborele de iesire:
Date de proiectare:
- forţa radială care acţionează în mijlocul lagărului FR=FrII=159871[N];
- forţa tangenţială FP=467[N];
- forţa axială Fa=1138[N];
- momentul de torsiune Mt=M2=159871[Nmm];
- coeficientul de frecare =0,0015;
62
6.Alegerea rulmenţilor :
Se face în funcţie de durabilitatea maximă a rulmenţilor:
; ;
unde :
L10 – durabilitatea [milioane de rotaţii];
C – capacitatea de încărcare dinamică a rulmentului, [daN];
Pm – sarcina dinamică echivalentă, [daN];
p – coeficient care este : 3 pentru rulmenţi cu bile ;
3,3 pentru rulmenţi cu role;
, [daN];
Lh – durabilitatea [ore];
Durabilitatea impusă este de Lh=9000[ore];
;
unde :
V – coeficient care ţine seama de inelul care se roteşte; V=1, pentru inel interior rotitor;
X şi Y – coeficienţi care depind de raportul , şi de tipul rulmentului;
Conform STAS 7160-65 X=1; Y=0;
Deci Pm=Fr=159871[N];
7.Capacitatea de încărcare dinamică este:
, [daN];
Se poate alege rulmentul cu simbolul 6007 .
e – se determină din raportul ; i – numărul de lagăre;
8.Durabilitatea : [milioane de rotaţii];
.Etanşarea rulmenţilor63
Condiţiile impuse unei etanşări eficiente sunt:
- să reziste în timp la regimul de funcţionare (temperatură, viteză medie, presiune);
- să aibă durată de funcţionare maximă;
- construcţie simplă cu montare şi demontare uşoară;
- să fie frecarea în etanşare cât mai redusă;
La reductor etanşarea se rezolvă cu garnituri de etanşare, manşetă de rotaţie conform STAS 5907.
Condiţii de folosire a manşetelor de rotaţie:
- diferenţa de presiune dintre cele două medii să fie mai mic 0,5 [bar];
- viteza periferică maximă a arborelui să fie sub 10 [m/s];
- rugozitatea fusului să fie Ra=1,6 m pentru diametre între 40 până la 300 [mm];
Ra=0,2 m pentru diametre mici şi viteze periferice mari;
- la viteze mai mari de 4 [m/s], este obligatoriu ca suprafaţa să fie călită şi cromată;
- montarea manşetelor se va face cu respectarea STAS 7950 şi a indicaţiilor producătorului;
Calculul asamblărilor cu pene
Calculul lungimii penei pentru arborele de ieşire se determină din condiţia presiunii de contact
admisibile. Materialul penei se alege un OLC45 cu as=70[N/mm2];
1.Date de proiect:
- M2=159871 [Nmm];
- diametrul arborelui pe care se montează pana d=50[mm];
- tensiunea admisibilă la forfecare af=0,8a=0,840=32[N/mm2];
Conform STAS 1004-71 pentru d=50[mm], corespunde o pană cu: b=14[mm], h=12[mm]; l=32…
180[mm];
2.Lungimea de calcul al penei:
[mm]; se adoptă conf. aceluiaş STAS lungimea l=36[mm];
3.Verificarea la forfecare:
[N/mm2];
64
Se va utiliza o pană paralelă A 12x14x36 STAS 1004-71.
Calculul lungimii penei pentru arborele de intrare se determină din condiţia presiunii de contact
admisibile. Materialul penei se alege un OLC45 cu as=70[N/mm2];
4.Date de proiect:
- M1=41788[Nmm];
- diametrul arborelui pe care se montează pana d=40[mm];
- tensiunea admisibilă la forfecare af=0,8a=0,840=32[N/mm2];
Conform STAS 1004-71 pentru d=80[mm], corespunde o pană cu: b=12[mm], h=10[mm]; l=30…
120[mm];
5. Lungimea de calcul al penei:
[mm]; se adoptă conf. aceluiaş STAS lungimea l=36[mm];
6.Verificarea la forfecare:
[N/mm2];
Se va utiliza o pană paralelă A 10x12x36 STAS 1004-71.
Calculul termic al angrenajelor şi ungerea reductorului
Deoarece funcţionarea angrenajelor are loc cu frecări o parte din puterea transmisă se disipează şi ca
urmare provoacă încălzirea angrenajului. Considerând că întreaga căldură este obţinută din puterea pierdută
prin disipare cantitatea de căldură degajată din angrenaj este:
;
[Kcal/h];
unde: Pn- puterea pe arborele motor [KW];
- randamentul total al angrenajului;
1.Cantitatea de căldură degajată într-o oră prin carcasă:
;
- coeficient de transmitere al căldurii
= 7…9 [Kcal/m2grad], pentru circulaţie slabă a aerului;
65
= 12…15 [Kcal/m2grad], pentru circulaţie bună a aerului;
= 18…24 [Kcal/m2grad], pentru răcire cu ventilatorul;
t şi t0 -temperatura finală şi iniţială; t0=200C, iar t=600C…700C.
[m2];
S –suprafaţa [m2];
2.Suprafaţa estimată din calculele preliminare este:
[mm2];
care este de fapt 0,9582 [m2]; Deci nu sunt necesare modificări de distanţe axiale.
3.Pentru o răcire suplimentară se procedează astfel:
- se introduc nervuri şi aripioare de răcire
- se folosesc ventilatoare
- se utilizează circuit forţat de răcire prin exterior
4.Ungerea reductoarelor:
- ungere cu grafit sau bisulfură de molibden la viteze până la 0,4 [m/s];
- ungere cu unsoare consistentă la viteze până la 0,8 [m/s]
- ungere cu unsoare sau ulei la viteze între 0,8…4 [m/s];
- ungere cu uleiuri minerale sau sintetice la viteza mai mari de 4 [m/s];
Alegem tipul de ulei mineral rafinat cu aditivi moderaţi TIN 82 EP.
5.Alegerea sistemului de ungere:
Se face ungerea prin imersiune (barbotare). Adâncimea de scufundare este minim 1 modul sau 10
[mm] şi maxim 6 module la treapta rapidă. La angrenajul melcat cu melcul dedesupt nivelul uleiului trebuie
să ajungă la corpurile de rulare a rulmenţilor.
6.Cantitatea de ulei din baie 0,35…0,7 l pentru fiecare KW transmis. Deci se utilizează aproximativ
2,5 l de ulei.
7. Perioada de schimbare a uleiului între 2500 şi 3000 ore.
La ungerea cu circulaţie forţată a uleiului pentru viteze sub 20 [m/s], timpul de recirculaţie a uleiului
este de 0,5…2,5 minute, când uleiul este pompat din baia de ulei şi de 4 până la 30 minute când există un,
circuit exterior de răcire.
66
Bibliografie
1. MUSAT, M. , Transmisii mecanice cu reductoare intr-o treapta, Bucureşti, Editura Tehnică 2004
2. ANTAL, A. , Elemente privind proiectarea angrenajelor. Cluj-Napoca, Editura ICPIAF, 1998
3. ANTAL, A. , Îndrumar de proiectare pentru reductoare. Universitatea Cluj-Napoca , 1994
4. BUZDUGAN, Gh. , ş.a. Rezistenţa materialelor. Bucureşti, Editura tehnică, 1980
5. CHIŞIU, A. , ş.a. Organe de maşini. Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică, 1981
6. CRUDU, I. , ş.a. Atlas de reductoare cu roţi dinţate. Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică,
1981
7. DRĂGHICI, I. , ş.a. Organe de maşini. Culegere de probleme. Bucureşti, Editura Didactică şi
Pedagogică,1980
8. GAFIŢANU, M. , ş.a. Organe de maşini, vol. I şi II . Bucureşti, Editura Tehnică, 1982,1983
67
Top Related