Componentele Sistemelor Mecanice - proiect sistem mecanic

1.  Descrierea sistemului mecanic proiectat

Actionarile mecanice din constructia de masini cuprind frecvent transmisii cu elemente flexibile sau articulate de tip curea sau lant. Simplitatea constructive, posibilitatea de transmitere la distante relative mari si de reglare continua sau in trepte a raportului de transmitere , actionarea relativ silentioasa, caracterul de siguranta conferit legaturii dintre motor si consummator constituie argumente pentru mentinerea, perfectionarea si folosirea in contiunarea a transmisiilor mecanice.

Transmisiile mecanice se proiecteaza in principal pe baza efectuarii calculelor de rezistenta de dimensionare si de verificare. In calculele de rezistenta prezinta un interes deosebit cunoasterea si evaluarea cat mai exacta a solicitarilor elementelor componente ale transimsiei mecanice.

Aceasta tema de proiect reprezinta proiectarea unei transmisii mecanice, de la un motor electric ME la banda transportoare BT a masinii de lucuru ML,comuse din:

Motorul electri ME, un motor asincron de curent alternativ, urmand ca alegerea lui sa se faca in functie de puterea de calcul pe arbore si turatie conform STAS 1893-87, 881-88;

Transmisia prin element intermediary TEI;

Reductorul de turatie de uz general RT;

Cuplajul permanent C.

1.1  Documentatia de studiu

Documentatia de studiu, specifica transmisiilor mecanice se compune din mai multe elemente.

I. TEMA DE PROIECT: este impusa de beneficiar si trebuie sa contina o serie de cerinte:

1. Caracteristicile tehnice ale transmisiei:

turatiile la arboreele de iesire ca sens si marime;

tipul motorului de actionare si caracteristicile acestuia;

puterea de transmisie ca valoare maxima ;

caracteristicile constructive ale transmisiei.

2. Prescriptii care pot cuprinde printre altele:

breviere de calcul;

drepturi de brevetare;

caiet de sarcini;

norme de tehnica securitatii.

3. Conditii de exploatare:

locul de instalare al sistemului mechanic;

influenta sistemului mechanic asupra vecinatatilor(vibratii,gaze,clima,praf);

piese de schimb;

intretinerea sistemului mechanic.

4. Executia transmisiei mecanice la care trebuie precizat:

marimea lotului de fabricatie;

numarul de bucati;

atelierele de fabricatie cu dotarile necesare.

5. Aspecte financiare privind:

documentatia tehnica;

realizarea prototipului;

incercariel prototipului.

6. Domenii posibile privind utilizarea si utilitatea transmisiei mecanice.

7.Conditile de transport,depozitare si montaj.

II. Studiul tehnico-economic:

are ca scop fundamentarea tehnico-economica a temei de proiectaresi cuprinde calculele si consideratiile privind economicitatea si eficacitatea transmisiei mecanice, prin luarea in studio a mai multor variante de transmisii existente, precum si a unor transmisii noi.

III. Proiectul de ansamblu:

Constituie proiectul ethnic propriu-zis;acest proiect are ca scop stabilirea solutiei constructive, dimensionarea si constructia de ansamblu a transmisiei mecanice;el contine desenul de ansamblu al transmisiei mecanice,calcule si ipoteze de dimensionare, pentru elementele principale ale transmisiei mecanice:

angrenaje cilndrice cu dinti drepti sau inclinati,conice,melc-roate melcata;

transmisii prin curele sau prin lant;

cuplaje;

sistemul de ungere al transmisiei;

verificarea eficacitatii si posibilitatii de obtinere a performantelor cerute de teme;

aprecieri privind aspectele economice.

IV. Memoriul tehnic de calcul justifiv:

urmaretse rezolvarea problemelor de dimensionare a diverselor elemente componente sau subansamble, stabilirea solutiilor constructive si de verificare a transmisiei mecanice in ansamblu, precum si a organelor de masini componente;problemele de verificare si dimensionare se rferea la calcule cinematice si energetice, calcule de rezistenta, calcule geometrice,calcule de durabilitate, calcule de bilant termic.

2.   Calculul cinematic si energetic al transmisiei

2.1 Estimarea rapoartelor de transmisie

Pentru un sir de turatii ale motorului electric, date prin tema de proiect (3000;1500;1000; 750rot/min) se calculeaza raportul de transmitere total in functie de turatia masinii de lucru, data si ea in tema de proiect.

i_tot = ( 1 )

unde:

i_tot – raportul de transmitere total

n_ME – turatia motorului electric

n_ML – turatia masini de lucru

Pentru:                           n_ME = 3000rot/min => i_tot = = 90,90

n_ME = 1500rot/min => i_tot = = 45,45

n_ME = 1000rot/min => i_tot = = 30,30

n_ME =   750rot/min => i_tot = = 22,72

Conform STAS 6012-82 rapoartele de transmitere nominala pentru valorile calculate mai sus sunt:

- pentru n_ME = 3000rot/min => i_tot = 90

- pentru n_ME = 1500rot/min => i_tot = 45

- pentru n_ME = 1000rot/min => i_tot = 28

- pentru n_ME = 750rot/min => i_tot = 22,5

Pentru motorul cu n_ME = 750rot/min conform STAS 6012-82 proiectarea transmisiei mecanice se va calcula cu i_tot=22,5.

In functie de schema cinamatica, raportul de transmitere total pe treptele de reducere a turatiei este:

i_tot = i_TEI * i_RT ( 2 )

unde: i_TEI – raportul de transmitere al transmisiei prin element intermediar

i_RT - raportul de transmitere al reductorului de turatie.

La repartizarea rapoartelor de transmitere pe trepte trebuie sa se tina seama de urmatoarele cerinte: obtinerea unei suprafete minime a transmisiei mecanice, asigurarea unor dimensiuni ale transmisiei minime, in latime sau lungime, greutate minima, capacitate portante egala pe trepte, cufundare egala in baia de ulei a tuturor treptelor. Pana in prezent exista o recomandare a repartitiei rapoartelor de transmitere care sa indeplineasca simultan toate aceste cerinte.

Recomandarile privind raportul de transmitere, pentru transmisii mecanice cu o treapta si cu doua trepte de reducere pentru schema cimenatica data prin tema de proiect sunt:

pentru transmisie prin lant: =1…6,3, valoare maxima 8;

pentru reductor cu o treapta de reducere =2…6,3, valoare maxima 7.1;

pentru reductor de turatie cu doua trepte de reducere: = 8….25,valoare mαxima 31,5;

pentru reductor de turatie cu trei trepte de reducere >31,5.

Conform relatiei ( 2 ) rezula:

pentru i_tot = 90 = 1.8 ∙ 50

= 2.25 ^. 40

pentru i_tot = 45 = 2.25 ^. 20

= 1.12 ^. 40

pentru i_tot = 28 = 1.4 ^. 20

= 2.8 ^. 10

pentru i_tot = 22.5 = 2.8 ^. 8

= 2.25 ^. 10

= 1.12 ^. 20

Din aceste valori am optat pentru i_tot=22.5; i_TEI = 2.8; i_RT=8 (reductor cu doua trepte de reducere)

2.2. Stabilirea schemei cinematice a sistemului de antrenare

Conform temei de proiect si a valorilor alese pentru raportul de transmitere (de unde a rezultat numarul de trepte pentru reductor) schema cinematica va arata ca in fig. 1

Fig.1 Schema cinematica a transmisiei mecanice

2.3 Calculul puterilor pe arborii transmisiei

Plecand de la datele initiale impuse prin tema de proiectare, puterea masinii de lucru P_ML si schema cinematica aleasa, se determina puterea pe arborii transmisiei functie de randament cuplelor utilizate in transmisiile mecanice.

Randamentele exacte ale diferitelor cuple de frecare se pot determina atunci cand se cunosc parametrii geometrici, conditiile cinematice,natura lubrifiantului si starea de ungere a cuplei de frecare.

Estimarea randamentelor cuplelor de frecare utilizate in transmisiile mecanice se face astfel:

o pereche de rulmenti = 0.990.995

o perecge de lagare cu alunecare = 0.97.0.99

transmisie prin lant = 0.94.0.97

Pentru aceste valori puterile pe arborii transmisiei vor fi:

2.4 Alegerea motorului electric de actionare

Plecand de la puterea motorului electric care trebuie sa fie:

P_ME ( 3 )

si tinand cont de factorul de utilizare k_A = 1care se alege in functie de caracteristica de functionare a masinii motoare (motor electric cu functionare uniforma) si caracteristica de functionare a masinii de lucru (banda transportoare cu socuri medii) rezulta:

= k_A*P_I = 1* 9.45 = 9.45 kW

Pentru o putere de 9.45 kW rezulta din STAS 1893-87 P_ME = 11 kW. Aceasta putere combinata cu turatia motorului electric = 1500 rot/min rezulta din acelasi STAS ca tipul motorului electric este ASU – 180 L – 8.

Acest motor are urmatoarele caracteristici:

PME = 11kW

2.5. Calculul turatiilor pe arborii transmisiei

Cu ajutorul rapoartelor de transmitere pe treptele de reducere ale transmisiei se determina turatia fiecarui arbore al transmisiei.

rezulta ca abaterea fata de valoarea impusa prin tema de proiect este:

2.6. Calculul momentelor de torsiune

Cunoscand turatia arborelui exprimata in rot/min si puterea transmita prin intermediul acestuia in kW se determina momentul de turatie in Nmm pe fiecare arbore in parte:

3. Predimensionarea arborilor

Arborii sunt solicitati la torsiune (prin intermediul lor se transmit momente de torsiune de la o roata la alta, sau de la o roata la o semicupla) si incovoiere, ca urmare a fortelor introduse de angrenaje si de transmisiile prin element intermediar.

Materialele recomandate in constructia arborilor sunt otelurile si se aleg din standard in functie de valorile tensiunilor admisibile de torsiune ( =1530Mpa) intrucat arborele este solicitat si la incovoiere. Deci predimensionarea arborilor se face la torsiune, singurul element cunoscut fiind momentul de torsiune.

( 4 )

Pentru = 25Mpa rezulta:

Odata ales diametrul capatului de arbore, se stabilesc tolerantele, clasa de precizie a diametrului acestuia, precum si lungimea capatului de arbore. Lungimea capatului de arbore poate fi aleasa serie scurta (recomandata din considerente economice) sau serie lunga. Motoarele electrice si reductoarele de turatie de uz general au capetele de arbori serie lunga. Motoarele electrice si reductoarele de turatie de uz general au capetele de arbori serie lunga.

4. Alegerea reductorului de turatie

Alegerea reductorului de turatie se face din considerente economice, calculand pretul acestuia in functie de greutate.

Dintr-o gama foarte variata de reductoare s-au ales variantele:

1. Reductor de turatie generatia a II-a Neptun-Campina

2. Reductor de turatie generatia a III -a Neptun-Campina

3. Reductor de turatie Flender

=8.98 kw

=257.14 rot/min

=8

= =8.98 kw

<

Nmm marimea reductorului

1.     Reductorul de turatie generatai a II-a Neptun-Campina

Pcatalog = 27.2 kW

= 750rot/min

( 5 )

T_ncatalog = Nmm

= 333161 Nmm

=> Tncalatog > => Reductor 2H-450-8-0; Masa=350 kg

2.     Reductor de turatie generatia a III-a Neptun-Campina

P_catalog = 36.8 kW

= 750 rot/min

T_ncatalog = Nmm

=> Tncatalog > => Reductor 2Hb-325-8-0; Masa=340 kg

3.     Reductor de turatie Flender cu doua treapte de turatie

Pcatalog =33 kW

= 750 rot/min

T_ncatalog = Nmm

=> T_ncatalog > => Reductor SZNW-320-35.5-0; Masa=175 kg

Conform calculului reiese, ca trebuie folosit un reductor Flender SZNW-320-35.5-0 , ce are masa egala cu 125 kg.

4.1 Stabilirea pretului reductorului

/Kg
€

4.2Stabilirea variantei obtinute

Costul Motorului Electric: 7 €/Kg → €

Costul total: €

Din calculul variantelor obtinute rezulta ca acestea sunt variantele cu mumerele 2) si 3). Aleg varianta cu numarul 2) care are urmatoarele caracteristici : Motor:ASU-180L-2 cu 720 rot/min; Reductor SZNW-320-35.5-0; ; ; Kw.

5. Calculul transmisiei prin element intermediar

-Transmisia prin curele trapezoidale-

5.1 Alegerea curelei trapezoidale si dimensionarea transmisiei

Variante posibile de curea trapezoidale

1) Tip curea SPA: ; la turatia

2) Tip curea SPAX: ; la turatia

Diametrul primitive al rotii mici este :

diametrul primitv al rotii conductoare este ales la valoarea standardizata

Diametrul primitive al rotii mari este :

( conform STAS 1163-71 )

Diametrul primitive mediu al rotilor de curea

Diametrul primitv al rolei de intindere

Alegerea distantei dintre axe

339.50 ≤ ≤970

Aleg: =500mm

Lungimea primitive a curelei:

Conform STAS 1163-71, se adopta

Dupa standardizarea lungimii curelei se recalculeaza distanta dintre axe dupa urmatoarea relatie:

Se face verificarea:

Adoptam solutia :

Unghiul dintre ramurile curelei, γ:

Unghiul de infasurare al curelei pe roata condusa , respective roata conductoare

5.2 Stabilirea orientativa a numarului de curele

1)Curea tip SPA

→ se adopta 4 curele

Unde:

2)Curea tip SPAX

→ se adopta 5 curele

Aleg cureaua de tip SPAX.

6. Dimensionarea rotilor

Unde : n=4

m=12

Latimea rotilor:

, se adopta latimea butucului .

Unde: f=10mm; l=15mm.

7. Alegerea si verificarea penelor

7.1. Alegerea penelor paralele

Asamblarea rotilor dintate, a rotilor de curea si de lant pe arborii transmisiei mecanice se realizeaza prin intermediul penelor paralele. Geometria penelor este standardizada si se alege in functie de diametrul arborelui din sectiunea de montaj si de latimea butucului rotii dintate, de curea sau de lant ce se monteaza pe arborele respectiv.

In cadrul transmisiei noastre, penele paralele sunt folosite la:

asamblarea rotii de lant I pe capatul de arbore al motorului electric;

asamblarea rotii II de lant pe capatul de arbore de intrare in reductorul de turatie;

asamblarea semicuplei cuplajului pe arborele de iesire din reductor;

asambalrea dintre semicupla cuplajului cu capatul de arbore de la toba banzii transportoare.

In STAS 1004-81 sunt specificate geometria penelor paralele, precum si tolerantele acestora si a canalelor executate in arbore, respectiv in butuc.

Forma AForma B Forma C

Fig 4 – Pene paralele: forma A (cu capete rotunjite); forma B (cu capete drepte);

forma C (cu un capat rotunjit si celalalt drept)

Fig 5. Dimensiunile principale ale asamblarii arbore – butuc cu pana paralele

Pentru asamblarile din cazul nostru s-a intocmit urmatorul tabel, be baza standardului de mai jos:

Tabel 2 – Dimensiunile penelor si canalelor de pana pentru fiecare arbore

7.2. Verificarea penelor paralele

Verificarea penelor paralele consta in determinarea tensiunilor efctive de stivire si de forfecare si compararea acestora cu eforturile admisibile si

= = 100…120MPa ( 21 )

= = 60…80 MPa ( 22 )

Unde:  T_c – momentul de torsiune de calcul al arborelui

h, b – dimensiunile penei paralele (STAS 1004-82)

l_c – lungimea de contact a penei, forma A: l_c = 1-b; l se adopta astfel incat l = L_B –(510)mm

Se face verificarea fiecarei pene in parte:

1.Arborele I:

= l₁ – b₁ = 45 – 12 = 33mm

=16,51MPa ≤ 120 Mpa

= 4,03MPa ≤ 60 Mpa

2.Arbore II:

= 45 – 10 = 35 mm

= 18,68 MPa≤ 120 MPa

= 11,21 MPa ≤ 60 Mpa

3.Arborele IV:

= 70 – 20 = 50 mm

= 153,1Mpa > 120 Mpa

Nu verifica, se adopta pana cu capete drepte l=70

=109,3 Mpa < 120 Mpa

=45,94 Mpa ≤ 60 MPa

Rezulta ca penele alese se inscriu in limitele admisibile.

8. Alegerea cuplajului

Cuplajele sunt organe de masaini care asigura legatura permanenta sau intermintenta pentru transmiterea miscarii de rotatie de la un arbore la altul sau de la un organ de masina la altul.
Unele cuplaje sunt folosite ca elemente de protectie impotriva suprasolicitarii organelor de masini antrenate , sau pentru mentinerea actionarii numai in anumite limite de viteze.
In functie de legatura dintre arbori , cuplajele sunt :

- cuplaje permanente , la care legatura intre cei doi arbori se intrerupe numai prin demontarea elementelor de asamblare a cuplajului.
Aceste cuplaje pot fi fixe si mobile.

-cuplaje intermitente , la care legatura intre cei doi arbori poate fi stabilita sau intrerupta, atat in repaus cat si in timpul functionarii printr-o comanda exterioara fara a demonta cuplajul. Aceste cuplaje se numesc AMBREIAJE.

Cuplajele permanente

Cuplajele fixe leaga capetele arborilor fara joc.Din acasta categorie fac parte: cuplajele cu manson dintat si cu flansa.
Cuplajele cu manson dintr-o bucata se moteaza pe capetele arborilor intre care urmeaza sa se transmita miscarea.Efortul intre arbore si manson se transmite printr-o pana longitudinala sau stifturi.
Cuplajele cu manson din doua bucati au realizata strangerea bucatilor de manson pe arbore cu ajutorul suruburilor.

Materialele din care se executa mansoanele sunt de regula fonte cenusii sau alte materiale cu rezistenta mai mica decat cea a arborilor.
Cuplajele cu manson dintr-o bucata sunt supuse solicitarii de rasucire iar cele cu manson din doua bucati sunt supuse la intindere.
Cuplajele cu flanse pot fi din aceeasi bucata cu arborele sau separat, legatura lor cu arborele facandu-se prin pene longitudinale.

In cazul cuplajelor cu planse, suruburile de strangere sunt solicitate la forfecare, atunci cand ele sunt cuprinse in gauri calibrate sau solicitate la intindere, cand suruburile sunt cuprinse in gauri cu joc.
Cuplajele mobile se folosesc atunci cand sunt necesare deplasari axiale, radiale sau unghiulare ale arborilor .

Tipurile constructive de cuplaje mobile sunt:
Cuplaje de frictiune, cuplaje cu gheare, cuplaje elastice, cuplaje flexibile.

Elementele elastice sunt executate din piele , cauciuc sau panza cauciucata, ele avand rolul de a micsora efectul socurilor provocate de variatiile bruste ale momentului motor.

Cuplajele elastice sunt solicitate la doua socuri de torsiune si anume:
-socul de viteza provocat de diferenta brusca de viteza unghiulara a arborilor care se cupleaza brusc
-socul de cuplu are loc in mod normal la pornire si se exercita de catre masina motoare asupra celei antrenate.

Materialele utilizate pentru executarea cuplajelor sunt otelurile si fontele.


Cuplajele intermitente (ambreiajele)

Tipurile de cuplaje intermitente sunt:

- cuplaje intermitente rigide care nu permit rotirea relativa a arborilor in timpul antrenarii.
-cuplaje intermitente de frictiune care nu permit rotirea relativa a arborilor in timpul antrenarii ( permit cuplarea sau decuplarea arborilor atat in mers cat si in repaus.). Trecerea arborelui condus de la o viteza inferioara la alta superioara se face lin , fara socuri.

Cuplul motor al unui automobil se transmite rotilor de rulare prin intermediul unui cuplaj intermitent (ambreiaj).

Materialele din care sunt executate cuplajele de frictiune trebuie sa reziste la temperaturi ridicate, la uzare, la frecare si al actiunea chimica a lubrifiantului.
Cuplurile de materiale pentru ambreiaje de frictiune sunt: fonta pe fonta, fonta pe otel, otel calit pe otel calit, otel sau fonta pe mase plastice, otel sau fonta pe ferodo, otel sau fonta pe textolit.
Cuplajele intermitente rigide se utilizeaza la masini unelte, autovehicule, cat si la mecanismele torpedo ale bicicletelor.

Alegerea cuplajului optim care trebuie transmis unei transmisii mecanice impune precizarea unor date initiale de proiectare si anume:

momentul de torsiune care trebuie transmis cuplajului, variatia acestuia in functionare si valorile maxime esimate;

pozitia relativa a arborilor, in timpul montajului si in timpul functionarii;

caracteristicile mecanice si functionale ale celor doua parti ale transmisiei, legate prin cuplaj, momentele de inertie reduse la arborele cuplajului, modul de variatie al vitezei unghiulare a celor doi arbori;

conditiile de functionare, mediul ambiant, durata de functionare;

posibilitatile de asamblare a cuplajului pe arborii transmisiei (pene paralele);

caracterul legaturii permanente sau intermitente, realizate de cuplaj;

conditii dimensionale si de gabarit maxim admis pentru cuplaj.

Din multitudinea solutiilor constructive, care satisface una sau mai multe din functiile principale ale cuplajelor (transmitere de miscare si moment, comanda, limitare de sarcina, amortizare a vibratiilor si socurilor, compensari ale erorilor de pozitie ale capetelor de arbori, limitare de turatie si sens) s-a optat pentru cuplajul Zapex (cuplaj dintat)

Cuplajul Zapex

Cuplajele dintate pot fi simple sau duble.

Cuplajul Zapex-ZW ( fig.1) compenseaza dezalinierele unghiulare ( max ) si radiale ale arborilor. Acesta permite deplasarea axiala a arborilor; montare in pozitie orizontala; solutie speciala pentru montare in pozitie verticala.

Alte variante constructive mai sunt urmatoarele:

cu distantier;

cu arbore flontant;

cu manseta;

cu disc sau cu tambur de frana;

cu disc pentru cablu;

cu posibilitate de cuplare / decuplare.

Fig.1 Cuplaj ZAPEX – ZW

Cuplajul Zapex-ZIN (fig.2) compenseaza dezalinierele unghiulare ( max ) si radiale ale arborilor. Acesta permite deplasarea axiala a arborilor; montare in pozitie orizontala; solutie speciala pentru montare in pozitie verticala.

Alte variante constructive mai sunt urmatoarele:

cu distantier;

cu arbore flotant;

cu disc de frana;

cu limitarea jocului axial;

izolat electric.

Fig.2 Cuplaj ZAPEX – ZIN

9. Deviz antecalcul

Fondul total de salarii necesar pentru plata salariilor: 5280lei.

-22zile muncitoare/luna; 8h/zi; 6 proiectanti; timp proiectare+executare=3 luni

Alte cheltuieli de personal:

-deplasari, detasari, transferuri in tara:

• Reductor Flender – Bucuresti: 15 km
• Motor electric – Bucuresti: 16 km
• Roti –Ghimbav: 180 km
• Arbori- Bucuresti: 50km
• Lanturi, curele – Bucuresti: 10km

Total km deplasari – 271 km;

20litri; 20 litri *3.00=600 lei

Diurna: 13 lei

Cheltuieli materiale si servicii:

Motorul electric ASU-160Mb-2: 840€

Reductorul de turatie SZNW-285-25-0: 1715€

Roti: 100€

Arbori: 50€

Lanturi, curele: 100€

La aceste cheltuieli se mai adauga si materiale consumabile( hartie, toner, pix) in valoare de 200 lei.