Inginerie Mecanica

O.M.M. II

Transmisie Mecanica

 

Sa se proicteze transmisia mecanica necesara a actiona masina de lucru cu urmatoarea schema:

Unde:

l   M E - motor electric asincron;

l   TCT - transmisie cu curele trapezoidale;

l   D₁, D₂ - roti de curea;

l   C₁ - Cuplaj cu flanse;

l   C₂ - cuplaj elastic cu bolturi;

l   RT - reductor de turatie;

l   Z₁, Z₂ - roti dintate;

l   I, II, III, IV - arbori.

Se va proiecta un lagar hidrodinamic care va fi montat ca varianta in locul rulmentului de capat de sprijin al arborelui II.

Proiectul va cuprinde

1.  Memoriul tehnic de calcul justificativ, schite, comentarii pentru solutiile tehnice, formule;

2.    Partea grafica compusa din:

l   Desen de ansamblu al reductorului de turatie RT;

l   Desen de ansamblul al lagarului hidrodinamic LHD;

l   Desen de executie al arborelui IV.

Date de proiectare:

Puterea arborelui de iesire P₄=5kW;

Turatia arborelui de iesire n₄=750 rot/min.

Fisa de lucru

4.   Calculul cinematic energetic

4.1.  Alegerea motorului electric

In functie de datele initiale determinam puterea si turatia motorului de antrenare. Puterea necesara a motorului se obtine tinand cont de puterea de iesire a reductorului si de pierderile energetice ale elementelor componente ale transmisiei  exprimate prin randamentul acestora:

unde s-au ales:

h_tot - randamentul total al transmisiei mecanice;

h_TCT = 0,94 - randamentul transmisiei cu curele trapezoidale;

h_r  =0,99 - randamentul unei perechi de rulmenti;

h_ac =0,97 - randamentul angrenajului cu roti conice;

h_LHD =0,98 - randamentul lagarului radial hidrodinamic.

Puterea motorului este de: P₁=5,651515KW.

S-a ales din tabel motorul electric asincron 132Sb care are urmatoarele caracteristici: - turatia de mers in gol de n₀=3000rot/min;

turatia de mers in sarcina n₁=2890rot/min;

puterea nominala P_ME=7,5KW.

1.2.        Calculul cinematic

A.    Determinarea rapoartelor de transmisie

Raportul de transmitere total al transmisiei mecanice este:

Se poate scrie:

Valoarea lui i₁₂ s-a ales din extrasul din STAS 6012-82

B.    Calculul turatiilor arborilor

1.3.        Calculul energetic

A.    Calculul puterilor transmise de arbori

Pornind de la puterea de iesire din reductor P_IV calculam puterile primite de fiecare din arborii transmisiei:

puterea primita de arborele III:

KW

puterea primita de arborele II:

KW

B.    Calculul momentelor de torsiune transmise de arbori

Nmm

Nmm

Nmm

Nmm

1.4.        Predimensionarea arborilor

Arborii reductorului sunt supusi la torsiune si incovoiere, incovoierea nu poate fi luata in calcul din cauza ca nu cunoastem fortele ce incarca arborii si nici distantele dintre reazeme si dintre forte si reazeme. Ca urmare se pot obtine niste valori orientative ale diametrelor arborilor prin predimensionarea arborilor la solicitarea la torsiune, iar pentru a tine cont de existenta incovoierii se va lucra cu valori admisibile t_at reduse, s-a ales pentru t_at valoarea 10.

Relatia de predimensionare este:

de unde rezulta:

mm

mm

mm

mm

Pentru arborii III si IV ai reductorului  se va tine seama si de prevederile STAS privind capetele de arbori, iar in functie de diametrele de arbori si de momentele transmise de arbori s-au ales si cuplajele cu urmatoarele dimensiuni:

l          Cuplaj elastic cu bolturi care face legatura dintre arborele IV si masina de lucru: M_n = 112 Nm, n_max = 6000 rot/min, d*=40 mm, D = 112 mm, D₁ = 85mm, D₂ = 62 mm, d₄ = M6, L = 86mm, l₂ = 24 mm, l₃ = 42mm, s = 2 1, nr de bolturi = 6; STAS 5982/6-81;

l          Cuplaj cu flanse, face legatura dintre arborii II si III: M_tn = 200 Nm, n_max = = 2180 rot/min, d_H7 = 28 mm, l = 58mm, D = 130 mm, L₁ = 120 mm, D₀ = 100 mm, d₁ = 70 mm, d₂ = 11 mm, Suruburi: n=3, M10x45, d₃ = 50 mm, l₁ = 16 mm, l₂ = 2 mm, M_I = 0,046 Nm, STAS 769-73.

4.5.      proiectarea transmisiei cu curele trapezoidale

Calculul transmisiei prin curele trapezoidale cu arbori paraleli este standardizat (STAS 1163-71).

Marimile de intrare sunt puterea la arborele motorului de antrenare P_M=7,5 kW, turatia rotii conducatoare n_n=2890rpm, raportul transmisiei prin curele trapezoidale i_TCT=1,25 si turatia rotii conduse n₂=2362,5 rpm.

Alegerea tipului curelei se face pe baza nomogramei pentru curele trapezoidale inguste, in functie de puterea la arborele motor si de turatia rotii conducatoare. Se prefera utilizarea curelelor trapezoidale inguste care conduc la un gabarit mai mic al transmisiei decat curelele clasice.

A) - Alegem cureaua tip SPZ 900 (STAS 7192-83).

Lungimea primitiva a curelei este: L_p=900 mm.

B) - Alegerea diametrului primitiv al rotii mici se face functie de tipul curelei, respectandu-se indicatiile din STAS 1162-67.

Alegem diametrul primitiv al rotii mici:

C) - Calcularea diametrului primitiv al rotii mari se face cu relatia:

Conform STAS 1162-67 alegem .

D) - Alegem preliminar distanta dintre axe:

Alegem valoarea lui A=250mm.

E) - Unghiul dintre ramurile curelei:

F) - Unghiul de infasurare pe roata mica de curea este:

Unghiul de infasurare pe roata mare de curea este:

G) - Lungimea primitiva a curelei:

Lungimea primitiva a curelei se rotunjeste la valoarea standardizata cea mai apropiata: L_p=900mm.

H) - Viteza periferica a curelei:

Viteza periferica a curelei se recomanda sa nu depaseasca 30m/s la curelele trapezoidale clasice si 40m/s la curelele inguste:

I) - Numarul de curele(preliminar) se calculeaza cu relatia:

unde: C_f=1,4; P_c=7,5KW; C_b=1-0,003(180-b₁)=0,98; C_L=0,88; P₀=3,04

a₁,b₁,c₁,D_e- constante indicate in tabel.

Numarul final de curele este:

, sa ales z=5 curele;

unde c_z - coeficientul numarului de curele =0,9

J) - Frecventa indoirii curelelor se calculeaza cu relatia:

=26,9 Hz

unde: x - numarul rotilor de curea ale transmisiei

v - viteza periferica a curelei = 12,1m/s

L_p - lungimea primitiva a curelei = 900mm

Se recomanda ca frecventa indoirilor sa nu depaseasca 40Hz la curele cu insertie retea, respectiv 80Hz la curele cu insertie snur.

K) - Forta periferica transmisa este data de relatia:

Forta de intindere initiala a curelei(F₀) si cea de apasare pe arbori(F_a) sunt egale cu:

Fortele din curelele trapezoidale inguste sunt prezentate in figura de

mai jos:

Rotile pentru curele trapezoidale sunt standardizate in STAS 1162-84, care stabileste forma, dimensiunile si metodele de verificare geometrica ale canalelor rotilor.

Prezentam mai jos principalele elemente geometrice ale rotilor pentru curelele trapezoidale tip SPZ 900(STAS 7192-83):

l_p=8,5mm

n_min=2,5mm

m_min=9mm

f=8mm

e=12mm

a=38

r=0,5

Latimea rotii de curea va fi:

2.    Calculul lagarului hidrodinamic

5.1.   Calculul efectiv al lagarului hidrodinamic

Pentru calculul lagarului hidrodinamic avem urmatoarele date de intrare: forta ce actioneaza asupra fusului F_r=619,54 N, diametrul fusului D=30 mm, turatia fusului n=n₂=2890 rpm.

Alegem raportul.  

STABILIREA TEMPERATURILOR DE ECHILIBRU TERMIC

Presiunea medie este:

Alegem uleiul Tb25.

Alegem urmatoarele valori pentru jocuri si temperaturi:

Pentru uleiul Tb25 avem urmatoarele valori pentru vascozitate cinematica si dinamica:

Coeficientul de portanta se exprima prin relatia:

Puterea consumata prin frecare se exprima prin relatia:

C_f=

Fluxul de caldura evacuat prin corpul lagarului este:

ญญญญญญญญ

K= K_o+e_mK_rn

K_rn[W/m^{2 o}C]=3,9+0,039(t_i-t₀)+ 0,072+0,022(t_i-t₀ ] t₀

K_m= de unde rezulta: K=

Se ia K=35

P_ck=

In urma trasarii graficelor si

am obtinut valorile temperaturilor de echilibru si ale puterilor consumate prin frecare:

Calculul parametrilor caracteristici pentru temperaturile de echilibru:

Se calculeaza grosimea minima a filmului relativa de lubrifiant:

h_m=d_ij y_i

d_ij=f(C_Pij, (B/D)_j)

Valorile lui d_ij sunt: 0,86; 0,59; 0,42; 0,28; 0,163.

h_m=

Excentricitatea relativa:

e_I=1-d_I=

Debitul hidrodinamic de lubrifiant:

Pentru calculul debitului hidrodinamic de lubrifiant se cauta in monograma coeficienti lui C_q:

C_g: 0,19; 0,58; 0,84; 1,098; 1,242.

Q=C_q B D² n

5.2. Alegerea ajustajului

Se construiesc graficele t, P_f, Q, h_m, e=f(y

Din motive de stabilitate a fusului alegem e>0,2.0,3=e_a

Alegem h_a=7mm pentru o viteza periferica a fusului U=10m/s.

Din grafic, deoarece e₂<e_a, se renunta la y₁

Alegem k_d=18.

Jocurile relative la montaj vor fi:

Jocurile la montaj vor fi:

Avem diametrul D=30mm si apelam la STAS 8100/4-88 care stabileste selectia de clase de toleranta pentru arbori si alezaje cu diametrul pana la 500mm.

Jocurile minim si maxim la montaj sunt:

Alegem din STAS:

Alegem urmatoarele ajustaje pentru alezaj si arbore:

-pentru alezaj alegem un ajustaj H6:

-pentru arbore alegem un ajustaj nestandardizat:

3.    Calculul angrenajului

6.1.      Predimensionarea angrenajului

Rotile dintate conice sunt organe de masini puternic solicitate. Principalele solicitari sunt cea de incovoiere la piciorul dintelui (efort unitar, s_F) si solicitarea hertziana la contactul flancurilor (efort unitar, s_H), ambele solicitari fiind variabile in timp dupa cicluri de tip pulsator.

Rotile dintate utilizate in construtia de masini pot fi realizate din oteluri laminate, forjate sau turnate, din fonte, din aliaje neferoase(bronzuri, alame, aliaje de aluminiu etc.), iar uneori chiar din mase plastice.

In cazul reductoarelor, dorinta de obtinere a unor utilaje compacte a condus la tendinta actuala de utilizare a rotilor dintate executate din oteluri care se durifica prin tratamente termice sau termochimice, reducerea gabaritului si a consumului de material prevaland asupra cresterii costului executiei tehnologice. Solutia moderna consta in utilizarea unor tratamente ce durifica doar stratul superficial, miezul dintelui ramanand moale. Se imbina astfel avantajele cresterii duritatii stratului superficial legate de marirea rezistentei la uzare in general si la pitting in special, cu cele conferite de tenacitatea danturii(ce confera rezistenta la socuri si conformabilitate in cazul unor contacte defectuoase ale dintilor) asigurata de mentinerea duritatii reduse a miezului dintelui.

Din calculul la tensiune superficiala de contact prin oboseala (pitting), apare recomandarea ca flancul dintilor pinionului sa fie mai dur cu cel putin 50 de unitati Brinell decat flancul dintilor rotii conduse, asadar se impune ca cele doua roti dintate sa fie executate din materiale diferite.

Alegem pentru pinion OLC55-STAS 880-88, tratat termic prin calire cu flacara sau CIF, cu duritatile pentru miez HB=200.300, iar pentru flanc HRC=50.57, cu rezistenta la rupere s_r=720N/mm² si limita de curgere s_c =420N/mm², cu rezistenta limita la oboseala la piciorul dintelui s_Flim=180.190N/mm² si presiunea hertziana limita la oboseala s_Hlim=1020.1160N/mm².

Alegem pentru roata condusa OL50-STAS 500/2-80, tratat termic prin normalizare, cu duritatile pentru miez si flanc HB=150.170, cu rezistenta la rupere s_r=500.620N/mm² si limita de curgere s_c =270.300N/mm², cu rezistenta limita la oboseala la piciorul dintelui s_Flim=160.168N/mm² si presiunea hertziana limita la oboseala s_Hlim=345.375N/mm².

5.1.1     PREDIMENSIONAREA ANGRENAJELOR

La predimensionarea unui angrenaj conic se determina diametrul de divizare al pinionului si modulul danturii pe conul frontal exterior(d₁, respectiv m) si numerele de dinti ale celor doua roti(z₁ si z₂). Se va aborda doar cazul rotilor conice cu dinti drepti cu dantura nedeplasata.

Calculul diametrului de divizare al pinionului conic pe conul frontal exterior d₁:

Pe baza calculului la solicitare hertziana(pitting) se dimensioneaza diametrul de divizare al pinionului pe conul frontal median d_m1:

in care:

Se calculeaza diametrul de divizare al pinionului pe conul frontal exterior d₁ (care se rotunjeste la un numar intreg de milimetri):

6.2.      Calculul modulului

Se dimensioneaza modulul pe conul frontal median m_m pe baza relatiei de calcul a efortului la piciorul dintelui. Se obtine relatia:

in care:

mm

Se determina modulul pe conul frontal exterior:

mm

Alegem din STAS 822-82 .

6.3.      Calculul numarului de dinti pentru pinion

Calculul numarului de dinti pentru pinion z₁:

Se calculeaza numarul maxim de dinti ai pinionului:

dinti-

Pentru rapoarte de transmitere uzuale (1<i<5) se recomanda dinti. Asadar alegem z₁= 30 dinti.

Alegerea finala a modulului si a numarului de dinti:

Pentru numarul de dinti ales anterior se calculeaza modulul pe conul frontal exterior:

Standardizam m conform STAS 822-82 si alegem m=2,25 mm.

Recalculam:

dinti

Alegem z₁ final: z₁=28 dinti.

Determinam numarul de dinti ai rotii conduse:

dinti

Alegem z₂ final: z₂ =89 dinti.

Se calculeaza raportul de transmitere efectiv al angrenajului conic: