la organe de masini - transmisii mecanice

 

 

ORGANE DE MASINI

TRANSMISII MECANICE

FISA

FAZELOR DE ELABORARE

1. TEMA

Sa se proiecteze un sistem de transmisii mecanice format din:

-reductor de turatie cu roti cilindrice cu dinti drepti intr-o treapta.

-transmisie prin curele trapezoidale inguste (TC) pentru care se cunosc.

- Puterea motorului: P_m = 25 [ kW ]

- Turatia motorului: n_m = 700 [rot/min]

- Raportul de transmitere al transmisiei prin curele: i_c = 1,6

- Raportul de transmitere al reductorului de turatie: i_RT = 3,8

- Transmisia este utilizata pentru actionarea unui transportor cu banda.

1.INTRODUCERE

Transmisiile mecanice sunt niste mecanisme destinate transmiterii miscarii cu sau fara transformarea acesteia.

Clasificarea transmisiilor mecanice:

- dupa felul contactului: - cu contact direct (elemente rigide) - roti dintate

- roti de frictiune

- cu contact indirect (elemente flexibile) - cu curele

- cu lanturi

- dupa raportul de transmitere: - constant;

- variabil - continuu

- periodic

- in trepte

- dupa modul de transmitere: - prin frecare - roti de frictiune

- cu curele

- prin angrenare - roti dintate

- cu lanturi

- din punctul de vedere al puterii transmise: - de puteri mici

- cinematice

Reductoarele de turatie sunt mecanisme care au raportul de transmitere constant format din roti dintate montate fix pe arbori intr-o carcasa inchisa. Reductoarele servesc la micsorarea turatiei si mai rar la amplificarea acesteia.

Reductoarele se pot clasifica astfel:

- dupa felul angrenajelor: - cilindrice, figurile a), b), c), d);

- conice, f);

-melcate, g);

-combinate, h);

- planetare;

- dupa pozitia arborilor: - orizontale;

- verticale;

- inclinate;

- dupa numarul de trepte: - cu o treapta;

- cu doua trepte;

- cu mai multe trepte;

Obiectul proiectului

Obiectul proiectului il constituie proiectarea unui sistem se transmisii mecanice format dintr-o transmisie cu curele trapezoidale inguste conform STAS 7192/2-83 si un reductor de turatie cu roti cilindrice

intr-o treapta.

Scopul proiectului

Scopul proiectului consta in:

- formarea unor deprinderi de proiectare specifice domeniului constructiei de masini.

-consolidarea cunostintelor dobandite la disciplinele: Desen Tehnic, Stiinta Materialelor, Rezistenta Materialelor etc.

CONSTRUCTIA SI FUNCTIONAREA SISTEMULUI DE TRANSMISII MECANICE

Sistemul de transmisii mecanice este format din doua mecanisme:

transmisia prin curele trapezoidale STAS 7192/2-83 (TC);

reductorul de turatie (RT);

Pe arborele I este legat motorul electric prin cuplajul cu bolturi K₁. Pe acest arbore este montata prin asamblare cu pana paralela roata de curea conducatoare (1c).

Arborele II este montat ca si celalalt pe un reazem cu rulmenti, independent. Pe el este amplasata cu pana roata de curea condusa (2c). Peste rotile de curea se infasoara curelele trapezoidale.

Cuplajul K₂ face legatura intre arborele II si arborele III. Pe acest arbore este montata prin asamblare cu pana pinionul cilindric cu dinti drepti 1.

Roata dintata 2 este montata cu pana pe arborele de iesire ce se leaga la masina de lucru prin cupajul K₃.

Arborii sunt rezemati in carcasa prin rulmenti.

Functionarea sistemului de transmisii mecanice consta in transmiterea energiei mecanice de la motor prin cuplajul K₁ la arborele I iar de la acesta prin pana paralela la roata conducatoare 1c.

Prin frecarea dintre roata conducatoare si cureaua trapezoidala energia se transmite la roata condusa 2c si prin intermediul penei paralele la arborele II.

Arborele II primeste energia si o transmite la arborele III prin cuplajul K₂. De la arborele III energia se transmite mai departe prin intermediul penei la pinionul 1 si de la acesta prin angrenarea dintre dinti la roata dintata 2.

Prin intermediul cuplajului K₃ energia se transmite la masina de lucru.

In continuare este prezentata schema cinematica a sistemului de transmisii mecanice:

3.CALCULUL CINEMATIC SI DINAMIC GENERAL

3.1 Calculul cinematic

a) Determinarea rapoartelor de transmitere partiale si totale:

-raportul de transmitere pentru reductorul de turatie:

i_RT=3,8

- raportul de transmitere pentru transmisia prin curele:

i_C=1,6

- raportul de transmitere total al sistemului de transmisii mecanice:

i_t= i_RT·i_C=3,8·1,6=6,08

b)Alegerea numarului de dinti al rotilor dintate.

Numarul de dinti al pinionului angrenajului cilindric cu dinti drepti se

calculeaza cu relatia:

unde, a_w -este distanta intre axele angrenajului;

m- modulul ;

u -raportul de angrenare;

Se recomanda pentru angrenajele cilindrice cu roti cementate si calite

a_w/m=4050

Se admite: a_w/m=45

Conform cu datele alese se poate calcula:

dinti

Se adopta z₁=19 dinti.

Numarul de dinti al rotii dintate conduse va fi:

z₂=u·z₁=3,8·19=72 ,2dinti

Se adopta z₂=72 dinti

Recalcularea raportului de transmitere :

i_RT=

Raportul total de transmitere al sistemului va fi:

i_t=i_C·i_RT=1,6·3.8=6.08

c) Calculul turatiilor si vitezelor unghiulare:

Turatiile:

- turatia motorului

n_m= 700 rot/min ;

- turatia la arborele conducator al transmisiei prin curele

n_I=n_1c= n_m= 700 rot/min;

- turatia la arborele condus al transmisiei prin curele

n_II=n_2c= ==437.5 rot/min;

- turatia la arborele conducator al reductorului de turatie

n_III=n₁=n_II=437.5 rot/min;

- turatia la arborele condus al reductorului de turatie

n_IV=n₂= rot/min;

3.2 Calculul dinamic

a) Calculul randamentului mecanic:

Randamentul cuplelor cinematice sunt:

- randamentul angrenajului:

; se adopta:

- randamentul rulmentilor:

; se adopta:

- randamentul cuplajelor:

; se adopta:

- randamentul curelei:

; se adopta:

- randamentul reductorului de turatie:

- randamentul transmisiei prin curele

- randamentul total al sistemului de transmisii mecanice

b) Calculul puterilor de regim pe arbori:

- Puterea nominala a motorului este:

P_m = 25 kW;

- Puterea la arborele conducator al transmisiei prin curele:

P_I =P_1c= P_m· _{k r} = 25·0,985 ·0,985 = 24.25 kW;

- Puterea la arborele condus al transmisiei prin curele:

P_II = P_2c =P_1c· _{c r}=24.25·0,95·0,985=22.69 kW;

- Puterea la arborele de intrare al reductorului:

P_III = P₁=P_II· _{k r} = 22.69·0,985·0,985 = 22.01 kW;

- Puterea la arborele de iesire din reductor:

P_IV = P₂=P_{1 a r} = 22.01·0,98·0,985 = 21.25 kW;

c) Calculul momentelor de torsiune nominale pe arbori:

- momentul de torsiune la arborele motorului

M_tm = 9,55·10⁶· =9,55·10⁶·= 341071 Nmm;

- momentul de torsiune la arborele conducator al transmisiei prin curele:

M_tI = 9,55·10⁶· =9,55·10⁶·= 330839.285 Nmm;

- momentul de torsiune la arborele condus al transmisiei prin curele: M_tII = 9,55·10⁶· = 9,55·10⁶·= 495290.285 Nmm;

- momentul de torsiune la arborele de intrare al reductorului:

M_tIII = 9,55·10⁶· = 9,55·10⁶· = 480446.857 Nmm;

- momentul de torsiune la arborele de iesire din reductor:

M_tIV = 9,55·10⁶= 9,55·10⁶·= 1762681.317 Nmm;

In relatia de calcul puterea s-a introdus in kW iar turatia in rot/min.

Turatiile, puterile si momentele de torsiune de regim pe arbori sunt date in tabelul urmator:

4.CALCULUL DE REZISTENTA AL ORGANELOR DE MASINI

ALE REDUCTORULUI DE TURATIE

4.1. Calculul angrenajului cilindric cu dinti drepti

1. Date de proiectare

1.1. Puterea la roata conducatoare

P₁ = 24.25 kW

1.2. Turatia pinionului

n₁ = 437.5 rot/min

1.3. Raportul de angrenare

u₁₂ = 3.8

1.4. Durata de functionare a angrenajului. L_h

Se recomanda L_h = 8000÷20000 ore. Se admite L_h = 10 000 ore

1.5. Conditiile de functionare ale angrenajului.

- masina motoare - masina asincrona cu rotorul in scurtcircuit;

- masina de lucru - transportor cu banda;

- caracterul sarcinii - socuri moderate;

1.6. Numarul de roti cu care angreneaza

- pinionul χ₁ = 1;

- pinionul χ₂ = 1;

1.7. Numarul de dinti al rotilor dintate:

Z₁ = 19; Z₂ = 72;

1.8. Profilul cremalierei de referinta

- unghiul de presiune de referinta α = 20^o;

- coeficientul inaltimii capului de referinta al dintelui

- coeficientul jocului la capul dintelui ;

1.7 Profilul cremalierei generatoare

h_a^* = 1 c^* = 0,25 _a

(Conform STAS 821-82)

2. Alegerea materialelor si a tensiunilor limita

2.1 Alegerea materialelor celor doua roti si a tratamentului (Anexa 19)

Simbolul materialelor, tratamentul aplicat, duritatile obtinute H₁, H₂, tensiunile de rupere σ_r1, σ_r2, limitele de curgere, σ_02.1, σ_02.2.

Marca otelului:

18MoCrNi13;

Tratamente termice : cementare si calire

H₁ = 58 HRC   _r1 = 1000 MPa = 690 MPa

H₁ = 58 HRC _r2 = 1000 MPa = 690 MPa

2.2 Tensiunile limita pentru solicitarea de contact, respective de incovoiere (Anexa 20)

σ_Hlim1= 1500 MPa _Hlim2= 1500 MPa

σ_Flim1= 800 MPa    _Flim2= 800 MPa

σ_Hlim.min= min( _{Hlim1 Hlim2}) MPa

σ_Hlim.min= 1500 MPa

3. Calculul de predimensionare

3.1 Numarul de dinti pentru pinion, respective pentru roata

a)Alegerea numarului de dinti al rotilor dintate

Numarul de dinti al pinionului angrenajului cilindric cu dinti drepti se

calculeaza cu relatia:

unde, a_w este distanta intre axele angrenajului;

m- modulul;

u -raportul de angrenare;

Se recomanda pentru angrenajele cilindrice cu roti cementate si calite

a_w/m_n=4050

Se admite: - a_w/m=45

Conform cu datele alese se poate calcula:

Se adopta Z₁=19 dinti.

Numarul de dinti al rotii dintate conduse va fi:

z₂=u·z₁=3,8·19=72 dinti

Se adopta Z₂=72dinti

b) Raportul de angrenare real

Se verifica indeplinirea conditiei

∆u<0.03

Se constata ca este indeplinita conditia

La o transmisie cu roti dintate, compusa din mai multe angrenaje, la proiectarea ultimului angrenaj trebuie sa se tina seaman ca raportul de transmitere global sa nu difere de cel impus cu mai mult de ±3%, adica 0.03

Daca nu se verifica conditia impusa, se mareste sau se micsoreaza z₂ cu cate un dinte sau se aleg alte valori pentru z₁ si z₂ si se recalculeaza u.

3.2 Elemente necesare calcului tensiunilor admisibile pentru predimensionare si a numarului critic de dinti

3.2.1 Factorul durabilitatii pentru solicitarea de contact (Anexa 3)

Z_N

Se alege in functie de material, tratament si numarul de cicluri de solicitari. Pentru aceasta trebuie calculate numarul de cicluri de solicitari, N_L1 si N_L2 pentru cele doua roti.

N_L1 ===10⁸ cicluri

N_L2 ===0.69078 10 ⁸ cicluri

N_BH = 5.10⁷ cicluri pentru oteluri de cementare si calire

Pentru N_L ≥ N_BH, se admite Z_N := 1, vezi tabelul A3.2. In caz contrar, pentru predimensionare, se alege din fig. A3.1.

(deoarece N_L1 ≥ N_BH si N_L2 ≥ N_BH)

Z_N1 = 1

Z_N2 = 1

3.2.2 Factorul raportului duritatilor flancurilor dintilor (Anexa 1)

Z_w

Se alege in functie de duritatea flancurilor dintilor adoptandu-se, initial, pentru flancul active al pinionului o rugozitate R_a1.

Z_w = 1 in cazul in care ambele roti au duritatile sub 350HB sau peste 400HB in caz contrar se va consulta (Anexa 1).

In aplicatia considerata ambele roti au duritatea peste 350 HB, H₁ = 58 HRC, H₂ = 58 HRC.

Z_w = 1

3.2.3 Factorul durabilitatii pentru solicitarea de incovoiere (Anexa 3)

Se alege in functie de material, tratament si numar de solicitari. Pentru aceasta trebuie calculat numarul de cicluri de solicitari, N_L1 si N_L2 pentru cele doua roti

N_L1 = ==10⁸ cicluri

N_L2 ===0. 69078 10 ⁸ cicluri

N_BF := 3.10⁶ pentru oteluri de cementare si calire

Pentru N_L N_BF se admite Y_N = 1, vezi tabelul A3.2. In caz contrar, pentru predimensionare, se alege Y_N din fig. A3.1.

(deoarece N_L1 ≥ N_BF si N_L2 ≥ N_BF)

Y_N1 = 1

Y_N2 = 1

3.2.4 Factorul de corectie a tensiunilor de incovoiere la baza dintelui (Anexa 11)

Y_Sa

Se stabileste in functie de deplasarile de profil x₁, x₂ si de numerele de dinti ai rotilor z₁, z₂.

Y_Sa1= f(z₁,x₁)

Y_Sa2= f(z₂,x₂)

Pentru predimensionare se considera x₁= 0, x₂= 0

Pentru

h_a^* c^* = 0,25 _a si

z₁ = 19    z₂ = 72 x₁ = 0 x₂ = 0

Se aleg:  Y_Sa1 = 1,55 Y_Sa2 = 1,75

3.2.5 Factorul relativ de sensibilitate al materialului la concentratorul de tensiuni de la baza dintelui, la durabilitate nelimitata (factorul de reazem) (Anexa 2)

Se alege in functie de material, tratament, limita de curgere a materialului si factorul de corectie a tensiunilor de incovoiere la baza dintelui.

Y

Y pentru Y_Sa1 = 1.55 si _c = 690 MPa

Y pentru Y_Sa2 = 1.76 si _c = 690 MPa

3.2.6 Factorul zonei de contact : Z_H

Pentru predimensionare:

Z_H = 2.49

3.2.7 Factorul de elasticitate al materialelor rotilor(Anexa 8):Z_E

In cazul in care ambele roti sunt executate din otel laminat:

Z_E = 189.8

Pentru un alt cuplu de materiale la realizarea celor doua roti se aleg valorile din Anexa 8

3.3 Tensiunile admisibile pentru solicitarea de contact, respective incovoire pentru predimensionare :

  

  

   

3.4. Numarul critic de dinti ai pinionului, pentru calculul de predimensionare (Anexa 21)

Se calculeaza produsul:

S-a adoptat valoarea intermediara 6,5 , din fata expresiei :

Din ANEXA 21, admitandu-se x₁=0 rezulta pentru :

z_1cr.Y_Sa1.Y_Fa1=107.818MPa

Z_1cr=26 dinti

3.5 Criteriul sigurantei in functionare a angrenajului, pentru predimensionare.

Pentru solicitarea principala este solicitarea de contact

Pentru solicitarea principala este solicitarea de incovoiere.

In aplicatia considerata : z₁=19    z_1cr=26

Solicitarea principala este solicitarea de contact.

3.6. Elementele necesare calcului distantei intre axe la predimensionare

3.6.1 Factorul de forma al dintelui pentru solicitarea de incovoiere(Anexa 11)

Y_Fa1 Y_Fa2

Se aleg in functie de numarul de dinti ai rotilor echivalente si depalsarea de profil.

Pentru calculul preliminar se considera x₁=0, x₂=0.

Pentru z₁=19   si z₂=72 cu x₁=0 si x₂=0

=20⁰   h_as=1 c^*=0,25 ρ*_a=0,38

Y_Fa1=2.85    Y_Fa2=2.42

3.6.2. Coeficientul de latime al rotilor

Pentru reductor cu o treapta si v=2 . 10 m/s se recomanda _a ≤ 0.6.(Anexa 22)

Se adopta _a

3.6.3. Calculul maximului expresiei

Se admite :

3.6.4. Factorul regimului de functionare K_A

K_A=1.25 (vezi punctul 1.5)

3.6.5. Momentul de torsiune la arborele pinionului

3.7 Distanta dintre axe la predimensionare la incovoiere, a_wi, respective la contact, a_wc 

Se calculeaza valorile maxime si minime ale distantelor dintre axe pentru cele doua tipuri de solicitari

3.8 Calculul modulului :

Se calculeaza modulul maxim si minim rezultat din cele doua tipuri de solicitari

COMENTARIU:

Avand in vedere faptul ca solilcitarea principala este solicitarea de contact, in exemplu considerat vor fi luate in considerate doar valorile modului obtinute din conditia restrictiva, cea de contact. Se va adopta o valoare standardizata a modului cuprinsa in intervalul m_c.min=3.1 si m_c.max=3.532.

Trebuie ca m ≥ m_min

m_min= 1 mm, pentru transmisii de putere;

m_min= 2 mm, pentru danturi cementate si calite.

In caz contrar se aleg valori mai mici pentru raportul , reluindu-se calculul sau se adopta modulul minim si se recalculeaza numerele de dinti.

Avand in vedere ca valoare standardizata a modului imediat superioara este valoare minima a modului pentru rotile cementate si calite, se adopta :

m=2.5 mm  (Conform STAS 822-82)

4.Elementele geometrice ale rotilor si angrenajului

4.1. Distanta dintre axe de referinta :

dinti m=2.5mm

4.4. Inaltimile patrtiale si totale ale dintilor :

==0 =1 =2.5 =0.25

4.5. Diametrele cercurilor de divizare :

d₁=

d₂=   

4.6. Diametrele cercurilor de baza :

d_b1=d₁.cos(α)=47.5=44.63mm

d_b2=d₂.cos(α)=180=169.14mm

4.7. Diametrele cercurilor de rostogolire :

Trebuie verificata conditia:

4.8.Diametrele cercurilor de picior :

4.9.Diametrele cercurilor de cap :

5.3.Gradul de acoperire al angrenajului,

Latimile rotilor dintate:

mm

- se adopta latimea rotii b₂ =b= 50 mm.

-latimea pinionului b₁ = b₂ + 2 . 5 mm

=> se ia b₁ = 45.5+3=48.5mm.

Schita angrenajului cilindric cu dinti drepti este data in figura alaturata:

Calculul fortelor din angrenaj

Fortele care actioneaza in angrenajul cilindric cu dinti drepti sunt :

Forta tangentiala: N;

Forta radiala: N;

Neglijand frecarea in cupla cinematica dintre dintii rotilor dintate rezulta:

F_t2 = F_t1 = 20229 N;

F_r2 = F_r1 = 7362 N; 

Calculul elementelor subansamblului arborelui conducator

4.3.1.Calculul arborelui I

I

a) Fortele si momentele care incarca arborele

unde k_s este factorul de suprasarcina:

se adopta:

b) Schema de incarcare, diagramele de eforturi si forma constructiva a arborelui

Fig

c) Tipul si caracterul solicitarilor :

Sub actiunea incarcarilor exterioare arborele este supus urmatoarelor solicitari:

-torsiune pulsatorie pe zona D-A;

-solicitare compusa de torsiune pulsatorie si incovoiere alternanat simetrica pe zona A-C;

-incovoiere alternanat simetrica pe zona C-B.

d) Alegerea materialului pentru constructia arborelui

Pentru constructia arborelui se utilizeaza otelul 18MoCrNi13, STAS 781-80 cu urmatoarele caracteristici mecanice:

; HB=217;

; Se admite:

; Se admite

e)Calculul reactiunilor si al momentelor de incovoiere:

-in plan orizontal:

-in plan vertical:

-momentul de incovoiere maxim

-momentul echivalent

unde .

f) Calculul diametrelor arborelui in principalele sectiuni:

-in sectiunea D:

Se majoreaza diametrul de calcul al arborelui cu 4% pentru a tine seama de slabirea produsa de canalul de pana:

; se adopta

-in sectiunea C:

Avandu-se in vedere constructia monobloc arbore-pinion, trebuie indeplinita conditia:

Pentru arborele pinion au fost adoptate dimensiunile din forma constructiva pentru a tine seama si de elementele constructive si de montaj ale arborelui.

4.3.3.Calculul lagarelor cu rulmenti

Pentru rezemarea arborilor in carcasa se utilizeaza rulmenti radiali cu role cilindrice. Corespunzator diametrului d=40 mm se alege rulmentul simbol NJ207 cu urmatoarele caracteristici geometrice si functionale:

d=35 mm;   D= 80 mm; B=21 mm;

C_d=43000 N; Simbol NJ207;

n=437.5 rot/min

Calculul elementelor subansamblului arborelui condus

4.4.1.Calculul arborelui II:

a)Fortele si momentele care incarca arborele:

unde k_s este factorul de suprasarcina:

se adopta:

b)Schema de incarcare, diagramele de eforturi si forma constructiva a arborelui :

Fig

c) Tipul si caracterul solicitarilor :

Sub actiunea incarcarilor exterioare arborele este supus urmatoarelor solicitari:

-torsiune pulsatorie pe zona D-A;

-solicitare compusa de torsiune pulsatorie si incovoiere alternanat simetrica pe zona A-C;

-incovoiere alternanat simetrica pe zona C-B.

d) Alegerea materialului pentru constructia arborelui :

Pentru constructia arborelui se utilizeaza otelul 18MoCrNi13, STAS 781-80 cu urmatoarele caracteristici mecanice:

; HB=217;

; Se admite:

; Se admite

e)Calculul reactiunilor si al momentelor de incovoiere:

-in plan orizontal:

-in plan vertical:

-momentul de incovoiere maxim

-momentul echivalent

unde .

f) Calculul diametrelor arborelui in principalele sectiuni:

-in sectiunea D:

Se majoreaza diametrul de calcul al arborelui cu 4% pentru a tine seama de slabirea produsa de canalul de pana:

; se adopta

-in sectiunea C:

Se majoreaza diametrul de calcul al arborelui cu 4% pentru a tine seama de slabirea produsa de canalul de pana:

; se adopta

Pentru arborele pinion au fost adoptate dimensiunile din forma constructiva pentru a tine seama si de elementele constructive si de montaj ale arborelui.

4.4.3.Calculul lagarelor cu rulmenti

Pentru rezemarea arborilor in carcasa se utilizeaza rulmenti radiali cu role cilindrice. Corespunzator diametrului d=60 mm se alege rulmentul simbol NJ212 cu urmatoarele caracteristici geometrice si functionale:

d=60 mm;   D= 110 mm; B=22 mm; C_d=63000 N

Simbol NJ212;

n=115.13 rot/min

5.CALCULUL TRANSMISIEI PRIN CURELE TRAPEZOIDALE.

Calculul se face conform STAS 1163-71.

Date initiale de proiectare.

- Puterea nominala la roata de curea conducatoare P_1c = 19.40 kW;

- Turatia rotii de curea conducatoare n_1c = 800 rot/min;

- Turatia rotii de curea conduse n_2c = 923,07 rot/min;

- Raportul de transmitere al transmisiei prin curele i_c = 1,1

- Regimul de functionare al transmisiei

Masina motoare - motor electric asincron cu rotorul in scurtcircuit.

Masina de lucru - transportor cu banda.

Numarul de ore de lucru in 24 de ore - 16h.

1.Coeficientul de regim de functionare:

C_f=1,6

Schita transmisiei prin curele trapezoidale este data in figura alaturata

2.Puterea de calcul a transmisiei:

P_c=P₁=19.4 kW

3. Alegerea tipului de curea.

Din STAS 1163-71 figura 5 pentru o putere P_1c = 19.4kW si n_1c = 800 rot/min se recomanda o curea tip SPA avand D_p1 = 90÷250 mm.

4. Diametrul primitiv al rotii de curea conducatoare :

se alege conform STAS 1162-84 D_p1 = 180 mm.

5. Diametrul rotii de curea conduse:

D_p2 = i_c·D_p1 = 1,1·180 = 198 mm

6.Diametrul primitiv mediu al rotilor de curea:

D_pm=(D_p1+D_p2)/2=(180+198)/2=189 mm

7.Diametrul primitiv al rotii de intindere

D_p0=(1..1,5)·D_p1=1,3·180=234 mm

8. Distanta dintre axe:

Se recomanda ca distanta sa se incadreze in intervalul:

0,7(D_p1+D_p2) ≥ A ≥ 2(D_p1+D_p2) =>

0,7(180+198) ≥A ≥ 2·(180+198) =>

264.6 ≥A ≥ 756

se admite A = 500 mm.

9. Unghiul dintre ramurile transmisiei prin curele:

10. Unghiul de infasurare pe roata de curea conducatoare:

β₁ = 180^o - γ = 180^o-2.06^o = 177.94^o

11. Unghiul de infasurare pe roata de curea condusa:

β₂ = 180^o + γ = 180^o+ 2.06^o = 182.06^o

12. Lungimea primitiva a curelei trapezoidale  :

Din STAS se alege L_pSTAS =1600 mm

13.Viteza periferica a curelei:

m/s < v_a=40 m/s

m/s < v_a=40 m/s

14.Coeficientul de functionare C_f=1,6 pentru lucru peste 16 ore.

15. Recalcularea distantei dintre axe:

A= 503 mm

16. Coeficientul de lungime:

Coeficientul de lungime al curelei, c_l

Pentru curea tip SPA cu L_pSTAS =1600 mm, c_l = 0,93.

17. Coeficientul unghiului de infasurare, c_β.

Pentru β₁ = 177.94⁰ , c_β = 0,99

18.Puterea nominala transmisa de o curea:

Pentru curea tip SPA cu D_p1 = 180 mm si i_c =1,1 la n_1c =800 rot/min din tabelul 15 rezulta P₀ = 4.48 kW

19.Numarul preliminar de curele, z_o

20.Numarul definitiv de curele:

unde c_z = 0,85 pentru z_o = 8 curele

rezulta z = 10 curele.

21.Coeficientul numarului de curele:

C_z=0,85

22.Numarul de roti al transmisiei, x:

x=2

23. Frecventa indoirilor:

24. Forta periferica transmisa de curea:

25. Forta de apasare pe arbore:

Se recomanda S_a = (1,5÷2)F_u. Se admite S_a = 1,8·257.63 = 463.34N

26. Cotele de modificare a distantei dintre axe:

X ; X≥0,03 Lp =>X≥ 0,03·1600=48mm

Y ; Y≥0,015Lp =>Y≥ 0,015·2240=24mm

7 CONDITII GENERALE DE CALITATE

1. Conditii pentru materiale:

Materialele folosite pentru executarea pieselor reductoarelor trebuie sa corespunda standardelor si normelor tehnice intrate in vigoare.

2. Conditii pentru piese turnate din fonta sau otel:

Piesele turnate din fonta sau otel trebuie sa corespunda prevederilor STAS 568-75 si respectiv STAS 600-74.

Forma si dimensiunile finale ale pieselor turnate trebuie sa corespunda documentatiei de executie.

Piesele importante, turnate din otel, dupa racire, curatire si debavurare, se vor supune unui tratament termic de normalizare la temperatura de cca. 900°C

3. Conditii pentru piese forjate

Piesele forjate trebuie sa indeplineasca conditiile tehnice generale de calitate, mentionate in STAS 1097/1-74, daca nu exista alte prescriptii tehnice pentru piesele respective.

La forjarea arborilor se va avea in vedere incalzirea uniforma a materialului, astfel incat sa se realizeze coincidenta dintre axa piesei forjate si axa chimica a lingoului sau a semifabricatului din care provine.

Forma si dimensiunile pieselor forjate in stare finita trebuie sa corespunda documentatiei de executie.

4. Conditii pentru piese executate din laminate din otel:

Otelurile livrate sub forma de produse laminate trebuie sa indeplineasca conditiile tehnice generale, mentionate in STAS 500/1-68, pentru oteluri de uz general, respectiv in STAS 7450-66, pentru oteluri carbon de calitate si carbon superioare, aliate si aliate superioare.

5. Conditii pentru piesele executate prin aschiere:

La executia pieselor prin aschiere, intreprinderea producatoare trebuie sa asigure respectarea documentatiei de executie, in special in ce priveste:

- respectarea dimensiunilor si incadrarea in abaterile limita la dimensiuni;

- respectarea formei geometrice si incadrarea in abaterile de forma si pozitie;

- respectarea calitatii suprafetelor pe toata lungimea la care se refera semnele de rugozitate.

6. Conditii pentru montare:

Inainte de operatia de montare, piesele vor fi curatate, spalate, uscate si suflate cu aer comprimat.

La montare se vor respecta, in limita la tolerantelor prescrise, toate cotele indicate in documentatia de executie a fi realizate la asamblarea produsului.

Abaterea maxima de la paralelism a axelor arborilor de intrare si de iesire fata de suprafata de asezare a reductorului nu trebuie sa depaseasca 0,1 mm pe lungimea de 100mm.

7. Conditii de protectie si aspect:

Suprafetele neprelucrate mecanic ale pieselor turnate care se gasesc in interiorul carcasei reductorului (peretii interiori ai carcaselor si capacelor, suprafetele brute ale rotilor dintate), trebuie sa fie curatate, grunduite si vopsite cu vopsea rezistenta la ulei.

Toate suprafetele exterioare ale reductorului, cu exceptia suprafetei de asezare si a capetelor de arbore, se vor grundui si se vor acoperi cu vopsea de culoarea stabilita in documentatia de executie, sau prin intelegere intre producator si beneficiar.

8. Conditii de functionare:

In timpul functionarii nu se admite ca reductorul sa prezinte scurgeri de ulei sau patrunderi de praf si impuritati, in locurile de etansare sau la imbinari.

Reductorul trebuie sa functioneze normal, atat in gol cat si in sarcina, la turatia nominala, rotile rotindu-se lin, fara frecari, franari sau blocari.

NORME DE TEHNICA SECURITATII MUNCII

Utilizarea reductorului se va face numai cand acesta a fost montat corect si este in buna stare de functionare.

Uleiul din baie trebuie sa fie in cantitate si calitate corespunzatoare.

Cuplajele vor fi prevazute cu aparatori de protectie pentru evitarea accidentelor.

Standurile de proba vor fi echipate cu sisteme de protectie corespunzatoare, iar in interiorul lor se va afisa vizibil modul de utilizare a aparaturii destinate efectuarii probelor cat si riscurile care rezulta din nefolosirea lor corecta.

Personalul care deserveste standul de proba va fi special autorizat in acest sens si i se va face periodic instructajul pentru respectarea normelor de tehnica securitatii muncii.

Personalul neautorizat are acces in incinta standului, numai dupa ce i s-a facut instructajul corespunzator.

In timpul probelor cu grad mare de periculozitate, incinta standului va fi evacuata, probele urmarindu-se prin vizoare special amenajate.