ORGANE DE MASINI TEMA DE PROIECTARE Sa se proiecteze o transmisie mecanica pentru actionarea unei masini de lucru . Transmisia mecanica este formata din: a) motor electric asincron trifazat (motor cu rotor in scurt-circuit). b) transmisie prin curea trapezoidala. c) reductor de turatie cu doua treapte de reducere. d) cuplaj de legatura cu masina de lucru. e) Masina de lucru(concasor, instalatie de transportoare,elevator, moara de nisip, ascensor). DATE DE TEHNICE Puterea la arborele masinii de lucru PML=0.6 kW Turatia la arborele masinii de lucru nML=270 rot/min Regimul de lucru al sistemului - stationar. Raportul de transmisie al transmisiei prin curea iTCT=25 Raportul de transmisie al reductorului de turatie iRT=18 Tipul reductorului : Desfasurat vertical Durata totala de functionare Lh=20.000 h Numarul de schimburi : 2 sablare, compresor, banda

Partea grafica a proiectului va consta intr-un desen de ansamblu a transmisiei mecanice la scara 1:1 in minimum 2 proiectii si doua desene de executie pentru roata condusa si arborele de intrare al reductorului. CAPITOLUL I 1.Studiul solutiilor similare 1.1 Generalitati Transmisiile mecanice sunt mecanisme care servesc la transmiterea energiei, de obicei cu modificarea turatiilor si, prin urmare a fortelor si momentelor, iar cateodata, cu modificarea felului sau a legii miscarii. Transmisiile mecanice se folosesc in urmatoarele cazuri:

-

cand turatia masinii de lucru este diferita de turatia motorului de actionare; cand masina de lucru are o miscare diferita de cea a motorului de actionare; cand cu un motor se pun in miscare mai multe mecanisme sau masini de lucru; cand momentul motor necesar la masina de lucru este mai mare decat cel obtinut la

arborele motorului de actionare; cand axele arborilor masinii de lucru au pozitii diferite de cea a axei arborelui motorului de actionare.

Transmisiile mecanice folosite la transmiterea miscarii, a momentului de torsiune - deci a puterii - de la arborele motor la cel condus, pot fi directe sau indirecte (fig.1)

Fig.1 Principalele tipuri de transmisii mecanice Dupa modul de transmitere transmisiile mecanice sunt prin angrenare si prin frecare. Transmisiile prin angrenare sunt cu elemente rigide - angrenaje (contact direct) sau cu elemente flexibile - transmisii prin lanturi (contact indirect). Transmisiile prin frecare sunt cu elemente rigide - roti de frictiune, sau cu elemente flexibile - transmisii prin curele. Dupa posibilitatea de variere a raportului de transmitere transmisiile mecanice pot avea raportul de transmitere constant, variabil in trepte (cutii de viteze) sau variabil continuu (variatoare). Proiectarea transmisiilor mecanice cu raport de transmitere constant impune, intr-o prima etapa, alegerea tipului de transmisie corespunzator procesului de lucru si a motorului de actionare. La alegerea tipului de transmisie trebuie sa se tina seama de o serie de factori, dintre

care cei mai importanti sunt: randamentul, durabilitatea, tipul fabricatiei, conditiile tehnologice de fabricatie, de montaj, de exploatare etc. Pentru alegerea unei transmisii corespunzatoare scopului ales trebuie avute in vedere urmatoarele recomandari: a. La rapoarte de transmitere constante si distante relativ reduse intre axe este rationala folosirea reductoarelor cu roti dintate. La distante mari (1) si amplificatoare cand maresc turatia (i6 cz 0.95 0.90 0.85

Numarul de roti ale transmisiei (x): X=2 Frecventa incovoierilor curelei (f):

-pentru curele cu insertie de retea

3.3. Calculul fortelor din transmisia prin curele Forta utila, ce trebuie transmisa(Fu):

Forta de intindere initiala a curelei (Fo):

Forta de apasare pe arbori (Fa):

3.4. Proiectarea rotilor de curea si a modului de pretensionare a curelei conform prescriptiilor date de STAS 1162-67

Fig. 5 Elemente constructive ale rotii de curea . Functie de profilul curelei se adopta sectiunea canalului dupa cum urmeaza: T.7

Dimensiunile si abaterile limita ale sectiunilor canalelor rotilor de curea., prezentate in figura 5, se aleg din tabelul T.7. T.8 Sectiune a canalului lp nmin. mmin. f e r Y 5.3 1.6 4.7 71 80.3 361 0.5 Z 8.5 2.5 9 81 120. 3 381 0.5 A 11 3.3 11 150. 3 381 1.0 B 14 4.2 14 190. 4 361 1.0 C 19 5.7 19 25.50. 5 3830 1.5 D 27 8.1 19.9 370.6 3830 2.0 E 32 9.6 23.4 44.50. 7 3830 2.0 16x15 16 4.7 16 14.5 220. 4 381 1.0

- lp - latimea primitiva a canalului - nmin - inaltimea canalului deasupra liniei primitive

- mmin - adancimea canalului sub linia primitiva - f - distanta dintre axa sectiunii canalului extrem si marginea vecina a rotii - - unghiul canalului - r - raza de rotunjire a marginii canalului - Dp - diametrul primitiv al rotii de curea - Di - diametrul interior al rotii

- De - diametrul exterior al rotii

- B - latimea totala a rotii:

- z - numarul de canale corespunzator numarului de curele Pentru sistemul de proiectat se alege sectiunea canalului z cu urmatoarele dimensiuni:

Sectiunea canalului lp nmin. mmin. f e Di1, Di2 De1, De2 B

Valoare adoptata 8.5 2.5 9 81 120.3 381 94/45 117/68 16

3.5. MATERIALE PENTRU ROTI DE CUREA Rotile de curea trebuie sa indeplineasca urmatoarele cerinte : - sa fie bine centrate pe arbore ; - sa fie echilibrate ; - sa asigure aderenta buna fara a uza cureaua . Cele mai utilizate materiale sunt:

- fonta, FC15-pentru v1.75

1.25

1.5

>2

1.5

1.75

>2.25

- momentul de torsiune pe arborele pinionului

- raportul de transmitere al angrenajului.

- b/d1- raportul dintre latimea danturii si diametrul de divizare al pinionului, se adopta dupa cum urmeaza; Clasa de precizie Duritatea flancurilor Amplasare a pinionului simetric intre reazeme 1.3 1.4 5-6 7-8 9-10 Angr. conic e 20 -

0.6

35

1.1 1.3

0.5

30

0.70.8

0.4

asimetric intre reazeme in consola simetric intre reazeme asimetric Dantura durificata superficial intre reazeme in consola

1.0 1.2 0.6 0.7 0.5

0.5

30

0.7 0.8 0.5 0.6 0.5

0.4

20

0.50.6 0..3 -0.4 0.4

0..3

14

-

0..3

16

0..3

14

0.2

9

0..30.4 -

0..3

10

0.3

10

0.2 0.1 5 0.1

8

0.4 0.3

0.2 0.1 5

8 6

0.4 0.3

0.2 0.1 5

8 6

0.3 0.2

6 5

0.250.35

In constructia reductoarelor de turatie distanta dintre axe este standardizata, astfel; I II 40 45 50 56 63 71 80 90 100 112 125 140 160 180 200 225 250 280 315 355

Obs: Sunt de preferat cele din sirul I. Se adopta distanta dintre axe a12 min=., pentru care trebuie sa satisfaca conditiile:

Modulul normal minim necesar al danturii rotilor dintate(

):

Modulul minim al danturii rotilor dintate care formeaza angrenajul se determina din conditia ca dantura rotilor sa reziste la rupere prin oboseala la piciorul dintelui. Relatia de calcul a modulului minim este;

Unde: - Kf - factorul global al efortului unitar de la piciorul dintelui. - Kf=2.2.2 pentru - Kf=1,6.1,8 pentru - pentru danturi nedurificate - pentru danturi durificate

- rezistenta limita de rupere prin oboseala la piciorul dintelui.

In constructia reductoarelor de turatie modulul este standardizata, astfel; I I I 1 1.2 5 1.25 1.37 5 1.5 1.7 5 2 2.2 5 2.5 2.7 5 3 3. 5 4 4. 5 5 5. 5 6 8 1 0 7 9 1 1 1 2 1 4 1 4 1 8

Obs: Sunt de preferat cele din sirul I. Se adopta distanta dintre axe m min=., pentru care trebuie sa satisfaca conditiile:

Stabilirea unghiului de inclinare al rotilor dintate: se alege se alege , pentru roti cu danturi , pentru roti cu danturi

Calculul numarului de dinti al rotilor dintate care formeaza angrenajul

Se determina mai intai numarul maxim de dinti si cinematice al angrenajului.

, al piciorului, din considerente geometrice

Parametrii care intervin sunt adoptati anterior Numarul de dinti mica decat , al pinionului se recomanda a se alege la valoarea intreaga imediat mai

, si trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii;

a) sa fie mai mare sau egal cu 14. Aceasta conditie nu este satisfacuta totdeauna, mai ales la angrenajele cu danturi durificate superficial .Pentru a fi satisfacuta se adopta pentru , imediat superioara, se recalculeaza , se adopta si se calculeaza , se face acest lucru pana cand .

b) Daca numarul de dinti este cuprins intre se va avea in vedere ca la alegerea deplasarii specifice , a danturii pinionului, sa fie verificata conditia de evitare a subtaierii danturii.

c) Dupa ce s-a ales numarul de dintii ai pinionului danturii cu relatia; se recalculeaza modulul normal al

Se adopta

conform STAS 822-82 ai rotii conjugate

Determinarea numarului de dinti

Se recomanda daca este posibil ca numerele de dinti sa fie prime intre ele. Aceasta se obtine fie adaugand sau scazand un dinte la roata dintata conjugata. Determinarea distantei de referinta dintre axe

Intre distanta dintre axe standardizata existe relatiile. a) b)

si distanta de referinta dintre axe

trebuie sa

pentru angrenaj deplasat pozitiv

Daca conditiile nu sunt indeplinite se pot modifica; - adaugand sau scazand un dinte - unghiul de inclinare - modulul normal al danturii adoptand o valoare imediat superioara, dar recalculand , si refacand calculele.

numarul de dinti Concluzii:

1. In urma calcului de predefinire a angrenajului se stabilesc: - distanta dintre axe( standardizata) - modulul normal al danturii(standardizat);

-

- unghiul de inclinare

- z1, z2 numarul de dinti ai pinionului respectiv ai rotii dintate conjugate; - a012- distanta de referinta dintre axe. 2. Numarul de dinti z1, z2 adoptati pentru pinion si pentru roata dintata trebuie sa fie astfel ales astfel incat abaterea raportului de transmitere sa fie mai mica de 3% astfel;

Daca aceasta conditie nu este indeplinita se modifica numarul de dinti ai rotii conjugate sau chiar ai pinionului cu observatia ca daca se modifica si numarul de dinti ai pinionului trebuie recalculat modulul danturii si restandardizat;

4.2 CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRENAJULUI CILINDRIC Elementele cremalierei de referinta: c0

-

- unghiul profilului de referinta standardizat; - coeficientul inaltimii capului de referinta; - coeficientul inaltimii piciorului de referinta - jocul de referinta la picior. Calculul deplasarilor specifice ale danturii

- unghiul profilului in plan frontal ;

- unghiul de rostogolire frontal ( wt);

- suma deplasarilor specifice ale danturii rotilor in plan normal;

Sub aspectul deplasarii de profil, angrenajele sunt caracterizate de deplasarea insumata si pot fi diferentiate urmatoarele cazuri: 1) iar - angrenaje zero;

2) 3) iar

iar

- angrenaje zero deplasate; angrenajele sunt deplasate

- angrenaje deplasate. Daca angrenajele sunt deplasate plus.

minus, iar daca

Deplasarea profilelor a aparut ca un mijloc de evitare a interferentei si este larg utilizata in prezent pentru confectionarea unor angrenaje cu calitati deosebite deoarece nu necesita cheltuieli suplimentare fasa de cel nedeplasat. Principalele imbunatatiri obtinute prin deplasarea profilelor sunt: - marirea rezistentei dintelui la baza, prin deplasare pozitiva; - reducerea uzurii flancurilor prin egalizarea valorilor pentru alunecarile specifice, prin deplasare simetrica (angrenaj zero deplasat); - repararea angrenajelor fara inlocuirea rotii de diametru mare, prin deplasarea negativa a acesteia; - marirea rezistentei flancului dintelui si asigurarea unor conditii superioare de ungere.La alegerea deplasarii specifice a danturii pinionului trebuie avut in vedere ca deplasarea specifica sa fie suficient de mare pentru a evita subtaierea. Conform normei DIN 3992 , si in functie de criteriul urmarit, se alege conform fig.1; , pentru danturi cu alunecari egalizate , pentru danturi cu portanta mare la flanc si picior , pentru obtinerea unui grad mare de acoperire. ,

A) Scopul principal, este obtinerea unei portante mari, frecvent se adopta B) ISO TC 60 recomanda - pentru - pentru - angrenaje zero deplasate - angrenaje zero deplasate cu deplasarile specifice

- pentru

- propune angrenaje deplasate cu deplasarile specifice

- pentru

- tot angrenaje deplasate

C) Se recomanda si urmatorul mod de adoptare al deplasarilor specifice ce rezulta din rezolvarea sistemului;

, -

este cel adoptat, sau se calculeaza.

D) repartizarea pe roti se face conform fig. 2 pentru angrenaje cu raport de transmitere (reductoare) si conform fig.3 pentru respectiv cu raport de transmitere (amplificatoare de turatie). Cu valorile pe abscisa si se determina un punct apartinand dreptei D din familia fascicolului de drepte din figura. Pe dreapta D astfel determinata, pentru numerele respective . pe abscisa, se gasesc pe ordonata deplasarile ,

Fig.1

Fig.2

Fig.3 E) O metoda mai simpla si rapida, adoptata de British Standards (BS PD 6457) recomanda pentru aplicatii de uz general relatia:

, respctiv

, pentru angrenaje care lucreaza la viteze mari. In ambele cazuri, se determina cu relatia;

Parametrii de baza ai angrenajului

- modulul frontal - diametrele de divizare: - diametrele de baza

-. diametrele de rostogolire

- diametrele de picior - diametrul de cap :

- inaltimea dintilor

- unghiul de presiune la capul dintelui in plan frontal - arcul dintelui pe cercul de cap in plan frontal:

Pentru evitarea subtaierii dintelui la cap, ca urmare a ascutirii accentuate se recomanda: , pentru roti din material de imbunatatire. , pentru roti cu danturi durificate superficial Daca aceste conditii nu sunt indeplinite se recurge la modificarea repartitiei deplasarilor specifice, sau in cel mai rau caz la reducerea diametrelor de varf cu rezerva de a verifica gradul de acoperire. - latimea rotilor dintate

, s-a adoptat anterior

Verificarea conditiilor de functionare corecta a angrenajului: - gradul de acoperire al profilului

- gradul de acoperire datorita inclinarii dintilor: - gradul de acoperire total: Se recomanda: , pentru angrenaje cu precizie 5, 6, 7. , pentru angrenaje cu precizie 8, 9, 10, 11. - numarul minim de dinti ai rotilor:

4.3. Calculul fortelor din angrenajul cilindric cu dinti inclinati

4.3.1 Fortele nominale(

)

Fortele nominale din angrenaj se determina in momentul de torsiune motor existent pe arborele pinionului. Forta normala pe dinte Fn aplicata in punctul de intersectie al liniei de angrenare cu cercul de diviziune se descompune intr-o forta tangetiala Ft la cercul de divizare forta radiala Fr si o forta axiala Fa.

Intrucat pierderile de putere din angrenaj sunt mici (0,5 - 2,5%) se neglijeaza influenta lor.Fortele din angrenaj care actioneaza asupra celor doua roti sunt egale si de sens contrar(luate pe cercul de divizare). 4.3.2.Fortele tangentiale( )

- Mtp=Mt1 - momentul pe arborele pinionului - dw1- diametrul de divizare 4.3.3 Fortele radiale ( )

4.3.4 Forte axiale(

)

CAPITOLUL V Proiectarea arborilor 5.1. Date de proiectare - momentele de torsiune pe fiecare arbore Mt1=....[Nmm] Mt2=....[Nmm] turatia arborilor

n1=... [rot/min] n2=... [rot/min] - modul de rezemare

- cu rulmenti 5.2.Fortele care actioneaza pe arbore: Arborii sunt solicitati la torsiune si incovoiere, ca urmare a fortelor introduse de angrenaje si elementele flexibile. - fortele tangentiale: Ft1=...[N] Ft2=...[N] - forte axiale Fa1=...[N] Fa2=...[N] - fortele radiale Fr1=...[N] Fr2=...[N] 5.3 Fortele din arborele I datorate intinderii curelei

Fig.1. Incarcarea arborelui I, de catre transmisia prin curele Calculul tensiunilor din curea:

Unde: - =coeficient de frecare, =0,30 - 2=... =..[rad] - =... =..[rad]

Rezultanta:

Sa cos =.....[N] Sa sin =......[N] 5.4 Stabilirea distantei dintre reazeme si a pozitiei fortelor fata de reazeme Stabilirea distantei dintre reazeme si a pozitiei fortelor fata de reazeme, pentru arborele 1, se face conform schemei:

Fig.6 Arborele de intrare dintr-un reductor cilindric cu o treapta

Fig.7 Arborele de iesire dintr-un reductor cilindric cu o treapta Stabilirea distantei dintre reazeme si a pozitiei fortelor fata de reazeme, pentru arborele 2, este aceeasi ca pentru arborele 1, unde se face un calcul al lungimilor l1, l2, l3, l , conform tabelului urmator:

Unde: - B - latimea rotii de curea - w - valoarea latimii corpului reductorului in zona de montare a rulmentilor, astfel:

- x - distanta dintre doua roti vecine pe acelasi arbore, sau dintre roata si carcasa, astfel: x=10 15 mm. 5.5 Stabilirea planelor in care actioneaza fortele

In capitolul precedent s-au calculat fortele ce apar in angrenaj cilindric cu dantura inclinata(Fig.2), fortele tangentiale, radiale precum si cele axiale, dar si fortele date de transmisia prin curele, luandu-se in considerare ca reductorul este dispus in plan orizontal, arborii, se incarca astfel.

Fig.2.Fortele din angrenajul cilindric cu dantura inclinata Arborele:1 (de intrare)

Fig. 3 Fortele din arborele de intrare Arborele 2(de iesire)

Fig. 4 Fortele din arborele de intrare

Predimensionarea arborilor (

) se obtine din conditia ca arborele sa reziste la torsiune (

), admitand valori reduse ale tensiunilor admisibile

Capetele de arbori( ) ce fac legatura intre diferitele parti ale transmisiei mecanice sau intre transmisie si motorul electric de actionare respective masina de lucru sunt standardizate (Anexa 5.1 - 250 - F ). Calculul diametrelor capete arborilor, 1(intrare), 2(iesire) se face dupa cum urmeaza:

Fig. 5 Capete de arbori, serie lunga, serie scurta

Dupa ce se stabileste lungimea arborelui I, II, se inlocuiesc reazemele cu reactiuni, astfel, in plan vertical si , in punctele A, B si C, D pentru arborele I, si arborele II, se va inlocui cu , si in plan orizontal si , in punctele A, B si se va ridica diagramele de momente se ridica diagramele de momente in plan

C, D pentru arborele I, si II se va inlocui cu incovoietoare in plan pentru fiecare arbore,

, conform fig 2, si 3, se obtine diagramele de moment in plan vertical si in plan orizontal

Se ridica diagrama de moment rezultant pentru fiecare arbore in fiecare sectiune: , Se calculeaza diagrama de moment echivalent pe baza relatiilor urmatoare: , Unde:

,

sunt dati in tabelul urmator

Tensiuni admisibile pentru predimensionarea arborilor Material Otel carbon 400 500 600 700 800 900 400 500 130 170 200 230 270 330 100 120 70 75 95 110 130 150 50 70 40 45 55 65 75 90 30 40

Otel aliat Otel turnat

Diametrul arborelui la mijloc, unde se monteaza roata dintata se determina din conditia ca arborele sa reziste la incovoiere si se calculeaza cu relatia:

Obs: daca roata se va monta pe arbore cu o pana, diametrul arborelui se va mari cu 4%, iar pentru doua pene, arborele se va majora cu 7-10% (Crudu I., pag. 59 - 4.36). Ca marime rulmentul se alege in functie de diametrul fusului ( diametrul se alege constructiv in functie de diametrul capatului de arbore( ) pe care se monteaza, ), astfel:

Desi rulmentii folositi la rezemarea unui arbore dintr-o transmisie mecanica, nu sunt solicitati de sarcini egale - reactiunile nu sunt de regula egale, se recomanda alegerea aceluiasi tip de rulment in cele doua reazeme din considerente de interschimbabilitate. 5.6. Proiectarea formei arborilor Forma constructiva a arborilor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii: - realizarea rolului functional al arborelui, ceea ce inseamna realizarea unei rotiri centrate a pieselor montate pe el. - marirea rezistentei la oboseala. - daca arborele are mai multe pene acestea se va dispune dupa aceeasi generatoare. Prezenta canalelor de pana slabeste rezistenta arborelui de aceea, diametrele se maresc cu 35% pentru un singur canal de pana, si cu 10% pentru doua canale de pana dispuse diametral.

Fig.7.Arborele de intrare, forma constructiva, pentru CAPITOLUL VI ALEGEREA RULMENTILOR SI VERIFICAREA LOR

Constructia rulmentilor se face in fabrici specializate, dimensionarea lor intereseaza mai

putin pe beneficiar.

Important este ca sa stie cum trebuie ales un rulment astfel ca sa functioneze sub actiunea unei sarcini date, la o turatie de regim cunoscuta, o anumita perioada de timp impusa. Durabilitatea rulmentului reprezinta numarul de rotatii exprimat in milioane, la care rezista pana la aparitia primelor semen de oboseala. In general rulmentii nu se pot fi executati identici, durabilitatea difera destul de mult de la rulment la rulment, in cadrul aceluiasi lot de rulmenti, cu aceleasi dimensiuni si la solicitari exterioare identice. Astfel putem defini durabilitatea nominala (de baza) , ce reprezinta durata de functionare in milioane de rotatii atinsa de cel putin 90% dintr-un lot de rulmenti supusi aceleiasi solicitari, fara sa apara semne de oboseala. Statistico-matematic relatia de legatura dintre sarcina P si durabilitatea nominala a rulmentilor L10 este data de relatia urmatoare;

p - exponent, si poate avea valori:

- in cazul rulmentilor cu bile - in cazul rulmentilor cu role

C - capacitatea de incarcare dinamica de baza sau , ca sarcina radiala (la rulmenti radiali) respective, sarcina axiala (la rulmenti axiali) de valoare si directie constanta la care este incercat un lot de rulmenti la acelasi tip de dimensiuni astfel sa atinga durabilitatea de baza de un milion de rotatii. Durabilitatea nominala "L10" se calculeaza cu relatia

Sarcina dinamica echivalenta "

" se calculeaza astfel:

Nota: Pentru rulmenti - radiali cu bile pe un singur rand se ia: X=1, Y=0 - axiali cu bile se ia: X=0; Y=1. Arborele I

Date de intrare =.......ore =......[mm] =.......[mm]

=........[N] =........[N] =........ e- tangenta unghiului format de rezultanta Functie de ( si perpendiculara pe axa rulmentului

), capacitatea de incarcare a rulmentului, tipul de montaj se adopta:

- rulment radial cu bile - rulment radial-axial: - cu bile - cu role - rulment axial-radial: - cu bile - cu role, cu urmatoarele caracteristici =......... =......... =......... =.......... =........ =........

- Simbol. .[ATLAS - Crudu I. pag. 73 - 88] Rulmentii radial-axiali cu bile sau role conice se monteaza pe arbore totdeauna perechi. Marimea si directia fortelor axiale preluate de fiecare rulment depind de montajul acestora(in "O"- pentru arbori cu roti in consola si in "X"- pentru arbori care au rotile simetrice intre lagare). Verificarea rulmentilor Se calculeaza:

Durabilitatea nominala tema de proiectare, astfel

a rulmentului este luata din tabele atunci cand nu este data prin

12000.30000 ore pentru reductoare si cutii de viteza 1000.10000 ore pentru motoare electrice mici 10000.15000 ore pentru motoare electrice de serie 20000.30000 ore pentru motoare electrice stationare mari Se calculeaza sarcina dinamica echivalenta " " se calculeaza astfel:

Unde: - cand se roteste inelul interior (de regula ) - cand se roteste inelul exterior (mai rar).

Se calculeaza

si se compara cu valoarea variabilei e. se aleg coeficientii de transformare,

, dati in cataloagele de rulmenti, functie de raportul si de tipul rulmentilor. Se calculeaza capacitatea de incarcare dinamica necesara a rulmentului cu ajutorul formulei. , aceasta se compara cu capacitatea de incarcare dinamica cataloage de rulmentii , data in

si Verificarea la durabilitate Se calculeaza durabilitatea nominala, cu relatia:

Se calculeaza durabilitatea nominala(de baza) in milioane de rotatii, cu relatia:

prin tema de proiectare Arborele II Analog pentru arborele II CAPITOLUL VII ALEGEREA CUPLAJULUI In alegerea cuplajului optim, pentru anumita transmisie mecanica se impune sa se cunoasca urmatoarele; - momentul de torsiune ce trebuie transmis de cuplaj - valorile maxime estimate - domeniul de variatie al turatiei arborilor cuplatilor - pozitia relativa a arborilor atat in timpul montajului cat si in functionare - caracteristicile mecanice si functionale ale celor doua parti ale transmisiei, legate prin cuplaj: momente de inertie reduse la arborele cuplajului; modul de variatie al vitezei unghiulare a celor doi arbori - conditiile de functionare, mediul ambiant, durate de functionare. - posibilitati de legare a cuplajului cu arborii transmisiei prin pene, caneluri, flanse. - caracterul necesar al legaturii realizate de cuplaj: permanenta sau intermitenta - dimensiuni de gabarit maxim admis pentru cuplaj. Pentru a satisface una sau mai multe din functiile principale ale cuplajelor(transmiterea de miscare si moment, comanda, limitare de sarcina, protectie vibratii, soc, compensari, limitare turatie si sens) avem: cuplaje cu flanse(CFO sau CFV) cuplaje cu bolturi (CEB) cuplaj elastic cu disc frontal(CED) Marimea cuplajului se alege in functie de diametrul capatului de arbore pe care se monteaza , dar si de momentul de torsiune nominal , luand in considerare regimul de lucru al masinii antrenate dar si cel al masinii motoare, prin intremediul unui coeficient de serviciu indicat in tabelar in literatura de specialitate, respectand relatia:

Unde: - momentul de torsiune de calcul - momentul de torsiune transmis de arborele respectiv

-

- momentul de torsiune nominal transmis de cuplaj - coeficient de siguranta sau de suprasarcina.

Pentru diverse tipuri de cuplaje, si un calcul mai exact,o mai buna siguranta in exploatare,coeficientul de suprasarcina are expresia:

Asigurarea transmiterii miscarii intre arbori strict coaxiali se face prin: manson monobloc prin stifturi prin pene- paralele - disc prin caneluri CAPITOLUL VIII ALEGEREA SI VERIFICAREA ASAMBLARILOR ORGANELOR DE MASINI PE ARBORI Asamblarile din transmisie sunt: - roata de curea: - asamblare cu pana paralela(motor) - asamblare cu strangere pe con, asamblare cu pana paralela(arbore I, al reductorului) - roata dintata - pana paralela

- semicuplaj - caneluri paralele - pane disc

Conform diametrului arborelui unde se face asamblarea d=.....se alege pana STAS bh=.

Lungimea penei se va calcula cu formula

, unde

.

Se adopta lungimea penei pana bhl STAS Efortul unitar de forfecare al penei se determina cu:

Determinarea lungimii necesare a penelor

Verificarea penei alese Efortul unitar de strivire

Norme de protectie - Transmisia prin curele trapezoidale poate fi prevazuta cu carcasa de protectie.

Reductorul poate di protejat prin capace de etansare - conectarea motorului la reteaua electrica se va face de catre personal calificat. - Amsamblul transmisiei va fi fixat pe o placa de baza pentru evitarea vibratiilor daunatoare in procesul de prelucrare. Caiet de sarcini Parametri tehnici: - puterea motorului - puterea de intrare - puterea de iesire - turatia de motor P = KW

P1 = KW P3 = KW n1 = 1500 rot/min n2 = 167,41 rot/min n3 = 50 rot/min I treapta a12 = 200 mm II treapta a23 = 200 mm

- turatia arborelui intermediar - turatia arborelui de iesire - distanta dinre axe

- raportul de transmitere

i12 = 5,6 i34 = 4

- raportul de trasnmitere al transmisiei prin curele trapezoidale ITCT = 1,13 Componenta: Transmisia se compune din: motor electric asincron trifazat; cuplaj trifazat;

-

reductor de turatie in dpua trepte cu arbori in plan orizontal; transmisie prin curele trapezoidale ; masina de lucru;