Home - qdidactic.com
Didactica si proiecte didacticeBani si dezvoltarea cariereiStiinta  si proiecte tehniceIstorie si biografiiSanatate si medicinaDezvoltare personala
referate stiintaSa fii al doilea inseamna sa fii primul care pierde - Ayrton Senna





Aeronautica Comunicatii Drept Informatica Nutritie Sociologie
Tehnica mecanica




Tehnica mecanica


Qdidactic » stiinta & tehnica » tehnica mecanica
Cutie de viteze pentru strung - proiect de an - prelucrarea metalelor



Cutie de viteze pentru strung - proiect de an - prelucrarea metalelor


UNIVERSITATEA DE NORD BAIA MARE

FACULTATEA DE INGINERIE

CATEDRA : UTILAJE SI INSTALATII DE PROCES




PROIECT DE AN


CUTIE DE VITEZE PENTRU STRUNG









ANUL UNIVERSITAR





CUPRINS


Tema de proiect


I.MEMORIUL TEHNIC DE PREZENTARE


1. Generalitati. Clasificare

2. Instructiuni de tehnica securitatii muncii

3. Racirea si ungerea la prelucrarea metalelor

4. Ungerea transmisiilor si a masinilor unelte



II.MEMORIUL JUSTIFICATIV DE CALCUL


A. Proiectarea cinematica


1. Calculul ratiei sirului de turatii

2. Stabilirea sirului de turatii

3. Determinarea numarului de posibilitati structurale

4. Adoptarea variantei structurale optime

5. Diagrame structurale


6. Diagrame de turatii

7. Calculul numarului de dinti ai rotilor dintate

8. Verificarea abaterilor de la turatiile efevtive


B. Calculul organologic


1. Stabilirea puterilor pe arbori

2. Stabilirea momentelor de torsiune pe arbori

3. Calculul transmisiei cu roti dintate

4. Calculul arborilor

5. Alegerea penelor

6. Alegerea rulmentilor





Tema de proiect






Sa se proiecteze o cutie de viteze pentru o masina unealta de tip strung cu urmatoarele caracteristici:



Numarul de trepte z = 32

Turatia maxima nmax = 3000 [rot/min]

Turatia minima nmin = 70 [rot/min]

Turatia motorului n0 = 3000 [rot/min]

Puterea de aschiere Pa = 5 [KW]




I. MEMORIUL TEHNIC DE PREZENTARE



1. Generalitati. Clasificare


Masinile unelte de tipul strungurilor sunt destinate prelucrarii de revolutie prin combinarea in general, a doua miscari si anume: amiscarii principale de aschiere si a miscarilor de avans(axial, transversal). Miscarea principala de aschiere este o miscare de rotatie executata de semifabricat, iar miscarea de avans rectilinie este executata de scula. Drept scula se utilizeaza cutitul de strung. Operatia caracteristica pe strunguri, este strunjirea. Dar utilizand diverse tipuri de scule se pot efectua si alte operatii ca de exemplu: gauriri cu burghiul, adanciri cu adancitorul, alezari, filetari cu tarozi sau filiere, rectificari si chiar frezari daca freza se fixeaza pe arborele principal al masinii, iar semifabricatul pe sania transversala sau chiar direct pe carucior.

Clasificarea strungurilor se face luandu-se in considerare diverse criterii ca de exemplu:

Dupa pozitia arborelui principal:

Strunguri orizontale

Strunguri verticale(carusel)

Dupa gradul de automatizare:

Strunguri cu comanda manuala

Strunguri semiautomate

Strunguri automate

Dupa gradul de universalitate:

Strunguri universale

Strunguri specializate

Strunguri speciale

Dupa greutate si dimensiunile de gabarit:

Strunguri de banc

Strunguri mici

Strunguri mijlocii

Strunguri grele si foarte grele

Dupa gradul de precizie:

Strunguri de precizie normala

Strunguri de mare precizie

Dupa calitatea suprafetei si precizia dimensionala:

Strunguri de degrosare

Strunguri de finisare






2. Instructiuni de tehnica securitatii muncii



In vederea evitari accidentelor de munca se vor respecta urmatoarele reguli si norme de securitate:

-Piesa de prelucrat se aseaza rigid intre varfuri;

-Inainte de fixarea piesei se vor inlatura aschiile rezultate in urma unor prelucrari anterioare. Curatirea se face dupa ce masina a fost oprita.

-Sculele trebuie sa fie bine fixate si centrate. Se interzice folosirea sculelor rupte, uzate sau deformate.

-Este interzisa oprirea cu mina a universalului.

-Este interzis lucrul la masina unealta a muncitorului cu salopete rupte sau descheiate.

-Pentru protectia in potriva electrocutari, carasele, corpurile metalice, tablourile de comanda si control vor fi protejate prin legare la pamint. Intretinerea si repararea utilajelor se face doar de personl autorizat.

-Masina va fi deservita numai de muncitori calificati si instruiti in acest scop.

Reparatiile se pot face dupa necesitate, dupa planificare,dupa controlul starii masinii, dupa un sistem preventiv de reparatii periodice planificate.dupa volumul reparatiilor se deosebesc reparatii curente (pentru eliminarea uzurilor curente si mijlocii ) si reparatii capitale (pentru eliminarea uzurilor lente). In afara acestor reparatii se mai efectueaza o serie de revizii tehnice, pentru verificarea periodica a starii masinii.



3. Racirea si ungerea la prelucrarea metalelor



In timpul formarii aschieri stratului de metal dispus din piesa sub forma de aschii, suportind deformari mari, ia nastere o deformare si frecare puternica a portiunilor de metal intre ele, cu producerea uneiimportante cantitati de caldura.

Printr-o racire rationala si abudenta a sculei poate fi eliminata o cantitate insemnata de caldura, reducindu-se solicitarea termica a taisului sculei. La aschierea metalelor tenace temperatura de aschiere este unul din factorii cei importanti care hotarasc asupre durate taisului sculei si din aceasta cauza racirea este necesara pentru obtinerea unei durate de aschiere (lucru) mai mari a taisului sculei.

Lichide de racire au in general nu numai efect de racire ci si unul de ungere, realizindu-se o reducere a coeficientului de frecare fata de prelucrarea uscata.

Alegerea lichidelor de racire se face tinindu-se seama de felul prelucrarii. Materialului prelucrat, viteza si avansul de lucru. Emulsiile de racire sunt indicate in STAS 2592-72 si STAS 2800-72.




4. Ungerea transmisiilor si a masinilor unelte




Ungerea suprafetelor in fiecare are ca scop reducerea de frecarea si a pierderilor de putere, reducerea uzurii si a incalzirii,asigurarea unei functionari line si fara zgomot si an general o ameliorare a randamentului mecanic si mentinerea indelungata a preciziei initiale de functionare a mecanismelor. Conditiile pe care trebuie sa le satisfaca un lubrifiant, pentru a realiza o ungere cat mai eficace sunt: caracteristica de ungere a lubrifiantului, reprezentata prin viscovitatea lui,precum si aderenta,trebuie sa fie astfel alese incat ungerea intre suprafetele in fiecare sa fie completa; acesta inseamna ca pelicula de ulei dintre suprafetele de frecare sa nu prezinte discontinuitati prin efectul presiunii sau al turatie mari a arborelui. Lubrifiantul trebuie sa-si mentina cit mai mult timp calitatile de ungere normala si sa nu se altereze sub actiunea aerului sau a metelelor cu care este in contact. De asemenea nu trebuie sa se altereze la temperaturi rezultate di frecarile ce au loc intre suprafetele pieselor in miscare.

Sa nu contina substante care sa atace metalele cu care vine in contact si mai ales sa nu contina acizi.

Lubrifiantii utilizati la ungerea transmisiilor si a masinilor unelte sunt uleiuri. Uleiurile sunt cel mai des utilizate. Uleiurile minerale indeplinesc in cea mai mare masura conditiile impuse pentru realizarea unei ungeri bune a transmisiilor masinilor.

Cele mai importante proprietati fizico-chimice ale lubrifiantilor sunt: viscuozitatea, aderenta si chimica si termica. Uzinele constructoare de masini unelte indica in cartile tehnice a masinilor atat schema instalatiei cu locurile de ungere cat si tipul lubrifiantilor pentru diferitele parti ale masinilor.

Conditiile tehnice pentru unsorile consistente utilizate pentru ungerea lagarelor si glisierelor sunt indicate in STAS 562-71 iar unsorile destinate rulmentilor sunt indicate in STAS 1608-72.





II. MEMORIUL JUSTIFICATIV DE CALCUL


A. Proiectarea cinematica


La proiectarea unei masini unelte universale pentru realizarea unei viteze optime de aschiere este necesara alegerea celei mai rationale serii (game) de turatii la arborele principal ( intre limitele nnim si nmax ) care sa fie cea mai avantajoasa din punct de vedere al exploatarii, conditia productivitatii constante precizeaza ca o turatie oarecare trebuie sa rezulte din precedenta prin multiplicare cu o constanta φ. Rezulta o relatie care reprezinta termenul general al unei serii geometrice si deci seria de turatii la arborele principal al masinii unealta, trebuie sa fie o serie geometrica. In scopul utilizarii economice a masinii cat si ceea ce priveste utilizarea ei.



1. Calculul ratiei sirului de turatii


Avand domeniul de reglare a turatiilor [nmin ,nmax] stabilit in baza conditiei tehnologice se calculeaza valoarea ratiei φ pentru o serie geometrica cu z=36 trepte cu relatia:

in care: Rn- este gama de reglare

z- numarul treptelor de turatie.

Ratia φ a seriei geometrice de turatii poate fi in general oricare intre anumite limite, insa mai mare ca unitatea si mai mica de cat 2 admitind pierderea relativa maxima a vitezei de aschiere de 50%. Ordonarea turatiilor in serie geometrica permite o pierdere constanta de viteza pe intreaga gama si o pierdere de productivitate constanta pe intregul domeniu al turatiilor. Valoarea ratiei φ este limitata conventional pe considerente economice in intervalul (1,2).

Standardizarea turatiilor masinilor unelte se face conform STAS 6904-74, in conformitate cu ISO, este prezentata in tabelul [1].

Referitor la acestea sunt urmatoarele observatii:

-turatiile utilizate sunt turatii de sarcina, ele fiind calculate pentru calculul timpului de lucru

-valorile efective ale turatiilor pot diferii de cele calculate in limita de [2%, +4%], toleranta totala este compusa din toleranta electrica datorata alunecarii motorului si toleranta cinematica cuprinsa in intervalul [-2%, +3%] datorata dificultatii realizarii rapoartelor de transmitere reale.



2. Stabilirea sirului de turatii


Numarul turatiilor z ale unei game de turatii definita prin turatiile extreme nmin si n max sau prin raportul de reglare Rn se determina cu relatia:


q=1+(log Rn/logφ)=1+(35,36)=36.


In cazul in care turatiile astfel calculate sunt fractionare este necesara o rotunjire a acestora la valori standardizate conform tabelului [1] de valori standardizate.Avand ratia si numarul de trepte q se poate scrie :



n1=nmin=70=71 [rot/min]

n2=n1·φ=n0·φ1=74.8=80 [rot/min]

n3=n2·φ=n0·φ2=87.8=85 [rot/min]

n4=n3·φ=n0·φ3=98.33=100 [rot/min]

n5=n4·φ=n0·φ4=110.12=112 [rot/min]

n6=n5·φ=n0·φ5=123.33=125 [rot/min]

n7=n6·φ=n0·φ6=138.12=140 [rot/min]

n8=n7·φ=n0·φ7=154.69=150 [rot/min]

n9=n8·φ=n0·φ8=173.25=170 [rot/min]

n10=n9·φ=n0·φ9=194.04=190 [rot/min]

n11=n10·φ=n0·φ10=217.32=212 [rot/min]

n12=n11·φ=n0·φ11=243.39=250 [rot/min]

n13=n12·φ=n0·φ12=272.59=280 [rot/min]

n14=n13·φ=n0·φ13=305.3=300 [rot/min]

n15=n14·φ=n0·φ14=341.93=335 [rot/min]

n16=n15·φ=n0·φ15=382.96=375 [rot/min]


n17=n16·φ=n0·φ16=428.91=425 [rot/min]

n18=n17·φ=n0·φ16=480.37=475 [rot/min]

n19=n18·φ=n0·φ17=538.01=530 [rot/min]

n20=n19·φ=n0·φ18=602.57=600 [rot/min]

n21=n20·φ=n0·φ19=674.87=670 [rot/min]

n22=n21·φ=n0·φ20=755.85=750 [rot/min]

n23=n22·φ=n0·φ21=846.55=850 [rot/min]

n24=n23·φ=n0·φ22=948.13=950 [rot/min]

n25=n24·φ=n0·φ23=1056.3=10600 [rot/min]

n26=n25·φ=n0·φ24=1183.05=1180 [rot/min]

n27=n26·φ=n0·φ25=1325.01=1320 [rot/min]

n28=n27·φ=n0·φ26=1484.01=1500 [rot/min]

n29=n28·φ=n0·φ27=1662.09=1700 [rot/min]

n30=n29·φ=n0·φ28=1861.54=1900 [rot/min]

n31=n30·φ=n0·φ29=2084.92=2120 [rot/min]

n32=n31·φ=n0·φ30=2335.11=2360 [rot/min]





3. Determinarea numarului de posibilitati structurale


Ecuatia structurala a sistemului de actionare a miscarii are forma:

z = a1 a2a3. .aq

in care: - z este numarul treptelor turatiilor

- a1q - numarul de rapoarte partiale de transfer ale grupurilor de angrenaje 1,2,q

Un mecanism cu reglare in trepte a turatiilor, avand acelasi numar de grupe de angrenaje (mecanisme elementare) si acelasi numar de turatii poate fi construit in mai multe variante diferind intre ele atat prin ordinea grupelor, cat si ordonarea turatiilor fiecarei grupe in parte.



4. Adoptarea variantei structurale optime


Pentru stabilirea corecta a ecuatiei structurale optime se tine seama de urmatoarele recomandari:

Numarul de rapoarte de transfer din cadrul fiecarei grupe de angrenaje se alege 2 sau 3, utilizarea unui numar mai mare de angrenaje in cadrul unei grupe duce la dimensiuni axiale exagerate sau alte inconveniente.

Utilizarea motoarelor electrice cu numar comutabil de poli(2-3), duce la constructii economice, facand posibila eliminarea unui arbore din cutia de viteze.

Pentru imbunatatirea parametrilor dinamici si micsorarea efectelor inertiale grupurile de angrenaje cu numar mare de angrenaje (3-4)sa nu fie amplasate la finalul lantului cinematic.

Analizarea variantelor ecuatiilor structurale pentru alegerea celor care da constructia omogena, adecvata destinatiei masinii si cu gabarite mici.

La amplasarea rotilor dintate fixe si a blocurilor baladoare se va cauta obtinerea unor constructii compacte si cu gabarite mici.

Modul de constructie si amplasare a grupurilor de angrenaje in schemele cinematice si a rotilor in cadrul grupului influenteaza gabaritul axial al variatorului, compartimentarea, manevrarea si solutiile de lagaruire.

Saltul unui grup de angrenaje reprezinta raportul intre doua rapoarte de transfer succesive adica ratia seriei geometrice a rapoartelor partiale de transfer in cadrul grupului de angrenare.

Trasarea retelelor structurale se face in trei variante:

a . Cu salt crescator in grupul de angrenare al variatorului sunt inserate astfel incat grupul de baza se afla la intrare urmat de grupurile secundare in ordine crescatoare.

b . Cu salt descrescator in care la intrare este grupul secundar de ordinul cel mai mare, scazand pana la iesire la grupul de baza;

c . Cu salt mixt in care se utilizeaza ambele variante cu alegerea arbitrara a grupurilor secundare si a celor de baza.

Determinarea analitica a ecuatiilor structurale se face astfel:

determinarea numarului de grupe de ecuatii prin permutari;

determinarea subgrupelor aplicand regula indicilor pe rand la fiecare grupa rezultand toate variantele structurale.

Dimensionarea cinematica stabileste rapoartele de transmitere partiale si finale astfel incat sa se asigure la ultimul arbore o serie geometrica continua de turatii care sa fie termen al aceleiasi serii. Dimensionarea cinematica se poate face analitic sau grafo-analitic.

Dimensionarea cinematica analitica

Pentru calcul sunt cunoscute turatiile finale ale arborelui de iesire: n1, . , n32, respecta ratia seriei geometrice φ si numarul de trepte z=32 si turatia arborelui de intrare 1. Metoda se aplica greu la mecanisme cu multe turatii finale fapt pentru carese foloseste aproape exclusiv cealalta metoda.

Metoda grafo-analitica

Aceasta permite analiza sinoptica a tuturor variantelor pentru a obtine solutia optima. Adoptarea variantei optime se face in mai multe etape.

dimensionarea grafo-analitica se face in trei etape si anume: stabilirea schemei cinematice, construirea diagramei structurale si constructia diagramei de turatii.

Varianta structurala pentru Z=32 este:


















5.Diagrame structurale


Constructia diagramelor structurale contribuie la individualizarea mecanismului deoarece prezinta salturile pe fie care arbore si ordinea de cuplare a grupurilor baladoare. Pentru realizarea turatiilor finale in succesiunea lor normala. Diagramele structurale sunt constructii simetrice realizate pe un caroiaj semilogaritmic si servesc la trasarea diagramelor de turatii contribuind prin prin vizibilitate la aprecierea variantei optime.

Constructia diagramelor de turatii completeaza mecanismul prin stabilirea valorilor rapoartelor de transmitere partiale si totale precum si turatiile finale si intermediare pe toti arborii mecanismului. Se face constructia mai multor diagrame de turatii si mai multe variante pentru o anumita diagrama structurala din care sa se aleaga cea optima. Dupa stabilirea valorilor rapoartelor de transmitere constructiva se verifica facand limitarile si precizarile expuse la restrictii si se calculeaza numerele de dinti ale rotilor perechi si turatiile finale efective.

Reteaua structurala constituie o reprezentare grafica a structurii variatorului in trepte.

Ea da informatii privind la :

numarul arborilor variatorului in trepte

numarul angrenajelor di cadrul fiecarei grupe (nr. Rapoartelor partiale)

numarul treptelor turatiilor pentru fiecare arbore, inclusiv cele finale

valorile salturilor partiale si totale.

Reteaua structurala nu da indicatii privind valorile efective ale turatiilor si cele ale rapoartelor partiale si totale.




6.Diagrame de turatii


Diagrama turatiilor oglindeste in mod exact unele dintre valorile cinematice care iau parte la desfasurarea procesului de antrenare a masinii unealta si indica valorile efective ale rapoartelor de transmitere partiale si totale, turatiile arborilor intermediari si turatiile finale pe arborele principal al masinii. Trasarea diagramelor de turatii are la baza informatiile calitative oferite de reteaua structurala.

Elementele initiale ale trasarii sunt:

reteaua structurala optima

valoarea ratiei;

valoarea turatiei finale.

Diagramele de turatii sunt corecte si conduc la constructie rationala a variatorului daca sunt respectate: valorile limita admise pentru salt, rapoartele partiale de transfer si daca parcurgand firul inferior al diagramei de turatii de la turatia minima de iesire la turatia de intrare, turatiile au valori crescatoare.

Aceasta conditie este impusa de realizarea unor gabarite minime la cutia de viteza. Spre deosebire de reteaua structurala, reteaua de turatii da indicatii asupra pozitiei reciproce a turatiilor, valorile absolute ale lor si alte caracteristici cinematice.

Constructia diagramelor de turatii completeaza mecanismul prin stabilirea valorilor rapoartelor de transmitere partiale si totale precum si turatiile finale si intermediare pe toti arborii mecanismului. Se face constructia mai multor diagrame de turatii si mai multe variante pentru o anumita diagrama structural, din care sa se aleaga cea optima. Dupa stabilirea valorilor rapoartelor de transmitere constructiva se verifica facand limtarile si precizarile expuse la restrictii si se calculeaza numerele de dinti ale rotilor perechi si turatiile finale efective. Reteaua structurala arata legatura si succesiunea rapoartelor de transmitere si a turatiilor unui mecanism. Deoarece in reteaua structurala turatiile obtinute prin diferite rapoarte de transmitere nu au valori numerice definite de reteaua structuralaare intotdeauna o forma simetrica si ne da indicatii asupra salturilor dintre diferite turatii ale axelor si asupra modului in care se pot realiza rapoartele de transmitere totale.




7.Calculul numarului de dinti


Pentru calcularea numarului de dinti am folosit metodafractiilor continue ce se bazeaza pe teoria fractiilor continue si pe proprietatile fractiilor conjugate. Transformarea unei fractii zecimale in fractie ordinara se poate face prin desvoltarea fractiilor zecimale in fractii continue.

In care C1,C2, . Cn sunt caturile partiale, numere intregi. Ca urmare rasturnand din aproape in aproape fractia continua, se va obtine o fractie ordinara la carui numarator si numitor va rezulta di operatia de inmultire si de adunare de numere intregi,deci acestea vor fi numerele intregi. Desvoltarea in fractie continua finita, adica pentru ca ultimul cat Cn sa fie numar intreg, este posibila numai pentru numere rationale. Cum in calcule se limiteaza numarul de zecimale, la eroarea admisa, oricare numar poate fi desvoltat in fractie continua.


















7.1 Rapoartele de transmitere si numerele de dinti intre arborii I si II sunt :





7.2 Rapoartele de transmitere si numerele de dinti intre arborii II si III sunt :

7.3. Rapoartele de transmitere si numerele de dinti intre arborii III si IV sunt :



7.4. Rapoartele de transmitere si numerele de dinti intre arborii IV si V sunt :


7.5. Rapoartele de transmitere si numerele de dinti intre arborii V si VI sunt :



8. Verificarea abaterilor de la turatiile effective


Valorile efective in sarcina ale turatiilor pot diferii de precedentele in limitele + 10(j-1) adica (-2% - +4%) denumita toleranta totala.

Toleranta totala se compune din toleranta electrica si toleranta mecanica. La limitele tolerantei totale marimea tolerantei mecanismului nu trebuie sa depaseasca : 2%. +3%. Aceasta se datoreaza dificultatii de a realiza prin angrenaje rapoarte de transmitere teoretice care ar duce la obtinerea turatiilor nominale. Marimea procentuala a erorilor cinematice a fiecarei turatii se determina expresia:



in care: este turatia calculata pe baza rapoartelor de turatii reale ale angrenajelor

turatia standardizata conform STAS 6904-71

Diagrama trasata cu valorile calculate ale abaterilor relative ale turatiilor reale fata de cele normalizate permite sa se constate ca turatiile reale au anumite abateri. Analizand rapoartele partiale de transfer ce intervin in relatiile turatiilor se poate interveni la rapoartele de transfer partiale pentru a schimba valoarea turatiilor ce nu se incadreaza.







n1=n0∙ φ-8·φ-8·φ-5· φ-5 ∙φ-5 =85.8=85[rot/min]

n2=n0·φ-8·φ-8·φ-5· φ-5 ∙φ-4=96.52=95 [rot/min]

n3= n0·φ-8·φ-8·φ-5· φ-3∙φ-5 =108.78=106[rot/min]

n4= n0·φ-8·φ-8·φ-5· φ-3∙φ-4 =122.53=125[rot/min]

n5=n0·φ-8·φ-8·φ-1· φ-5∙φ-5 =133.96=132[rot/min]

n6= n0·φ-8·φ-8·φ-1· φ-5∙φ-4 =150.71=150[rot/min]

n7= n0·φ-8·φ-8·φ-1· φ-3∙φ-5 =169.85=170[rot/min]

n8= n0·φ-8·φ-8·φ-1· φ-3∙φ-4 =191.08=190[rot/min]

n9= n0·φ-8·φ0·φ-5· φ-5∙φ-5 =214.50=212[rot/min]

n10= n0·φ-8·φ0·φ-5· φ--5∙φ-4 =241.31=236[rot/min]

n11= n0·φ-8·φ0·φ-5· φ-3∙φ-5 =271[95=265rot/min]

n12= n0·φ-8·φ0·φ-5 φ-3∙φ-4 =305.95=300[rot/min]

n13= n0·φ-8·φ0·φ-1· φ-5∙φ-5 =334.92=335[rot/min]

n14= n0·φ-8·φ0·φ-1· φ-5∙φ-4 =376.79=375[rot/min]

n15= n0·φ-8·φ0·φ-1· φ-3∙φ-5 =424.63=425[rot/min]

n16= n0·φ-8·φ0·φ-1· φ-3∙φ-4 =477.71=475[rot/min]

n17= n0·φ8·φ-8·φ-5· φ-5 ∙φ-5=536.25=530[rot/min]

n18= n0·φ8·φ-8·φ-5· φ-5 ∙φ-4=603.28=600[rot/min]

n19= n0·φ8·φ-8·φ-5· φ-3 ∙φ-5=679.89=670[rot/min]

n20= n0·φ8·φ-8·φ-5· φ-3 ∙φ-4=769.88=750[rot/min]

n21= n0·φ8·φ-8·φ-1· φ-5∙φ-5 =837.31=850[rot/min]

n22= n0·φ8·φ-8·φ-1· φ-5 ∙φ-4=941.97=950[rot/min]

n23= n0·φ8·φ-8·φ-1· φ-3∙φ-5 =1061.59=1060[rot/min]

n24= n0·φ8·φ-8·φ-1· φ-3∙φ-4 =1194.29=1180[rot/min]

n25= n0·φ8·φ0·φ-5· φ-5∙φ-5 =1340.64=1320[rot/min]

n26= n0·φ8·φ0·φ-5· φ-5∙φ-4=1508.22=1500[rot/min]

n27= n0·φ8·φ0·φ-5 φ-5∙φ-5=1699.74=1700[rot/min]

n28= n0·φ8·φ0·φ-5 φ-3∙φ-4=1912.2=1900[rot/min]

n29= n0·φ8·φ0·φ-1· φ-5∙φ-5 =2093.28=2120[rot/min]

n30= n0·φ8·φ0·φ-1· φ-5∙φ-4=2354.94=2360[rot/min]

n31= n0·φ8·φ0·φ-1 φ-3 ∙φ-5=2653.98=2650[rot/min]

n32= n0·φ8·φ0·φ-1 φ-3∙φ-4=2985.72=3000[rot/min]










B. Calculul organologic



1. Stabilirea puterilor pe arbori


Puterea motorului electric:

P0=5 [KW]

Puterea pe arborele I:

P1=P0·ηc· ηa=5·0,99·0,98=4.95[KW]

Puterea pe arborele II:

P2=P1· ηc· ηa =4.95·0,99·0,98=4.802[KW]

Puterea pe arborele III:

P3=P2· ηc· ηa =4.802·0,99·0,98=4.65[KW]

Puterea pe arborele VI:

P4=P3· ηc· ηa =4.65·0,99·0,98=4.51[KW]

Puterea pe arborele V:

P5=P4· ηc· ηa =4.51·0,99·0,98=3.97[KW]

Puterea pe arborele VI:

P6=P5· ηc· ηa =3.97·0,99·0,98=3.85[KW]








2. Stabilirea momentelor de torsiune pe arbori


Momentul de torsiune pe arborele I:

M1=9550·P1/n1=9555·4.95/2360=15.75 [N·m]=157.5[da∙cm]


Momentul de torsiune pe arborele II:

M2=9550·P2/n2=9555·4.802/1320=34.74 [N·m] ]=347.4[da∙cm]


Momentul de torsiune pe arborele III:

M3=9550·P3/n3=9555·4.65/750=59.21 [N·m] ]=592.1[da∙cm]


Momentul de torsiune pe arborele IV:

M4=9550·P4/n4=9555·4.51/425=101.34 [N·m] ]=1013.4[da∙cm]


Momentul de torsiune pe arborele V:

M5=9550·P5/n5=9555·3.97/170=223.02 [N·m] ]=2230.2[da∙cm]

Momentul de torsiune pe arborele VI:

M5=9550·P5/n5=9555·3.85/71=12.25 [N·m] ]=122.5[da∙cm]



3. Calculul transmisiei cu roti dintate


3.1. Calculul angrenajului z1=42, z2=66


m=

cf=0.142

k=1.3


ai=1850[kgf/cm2]


m=[cm] = 1.2 [mm]


Se alege din STAS 822 82 mSTAS=1 [mm]


ha =1 coeficient de inaltime a dintelui

c=0 coeficient de modificare a distantei axiale

x=0 deplasarea de profil


Diametrele cercurilor de cap

da1=m(z1+2ha+2x-2c)=1(42+2∙1+2∙0-2∙0)=44[mm]

da2=m(z2+2ha+2x-2c)=1(66+2∙1+2∙0-2∙0)=68[mm]



Dianetrele cercurilor de picior

df1=m(z1-2ha+2x-2c)=1(42-2∙1+2∙0-2∙0)=40[mm]

df2=m(z2-2ha+2x-2c)=1(66-2∙1+2∙0-2∙0)=64[mm]


Diametrele cercurilor de divizare

d1=m∙z1=1∙42=42[mm]

d2=m∙z2=1∙66=66[mm]


Distamta intre axe

A12=(d1+d2)/2=(42+66)/2=54 [mm]


3.2. Calculul angrenajului z3=39, z4=69

m [cm]

m=1.11[mm] se alege din STAS 822 82 mSTAS=1 [mm]


ha =1 coeficient de inaltime a dintelui

c=0 coeficient de modificare a distantei axiale

x=0 deplasarea de profil


Diametrele cercurilor de cap

da3=m(z3+2ha+2x-2c)=1(39+2∙1+2∙0-2∙0)=41[mm]

da4=m(z4+2ha+2x-2c)=1(69+2∙1+2∙0-2∙0)=71[mm]


Dianetrele cercurilor de picior

df3=m(z3-2ha+2x-2c)=1(39-2∙1+2∙0-2∙0)=37[mm]

df4=m(z4-2ha+2x-2c)=1(69-2∙1+2∙0-2∙0)=67[mm]


Diametrele cercurilor de divizare

d3=m∙z3=1∙39=39[mm]

d4=m∙z4=1∙69=69[mm]


Distanta intre axe

A12=(d3+d4)/2=(39+69)/2=54 [mm]


3.3. Calculul angrenajului z5=26, z6=46

m =0.16[cm]

m=1.65[mm] se alege din STAS 822 82 mSTAS=1.5 [mm]


ha =1 coeficient de inaltime a dintelui

c=0 coeficient de modificare a distantei axiale

x=0 deplasarea de profil


Diametrele cercurilor de cap

da5=m(z5+2ha+2x-2c)=1.5(26+2∙1-2∙0)=42[mm]

da6=m(z6+2ha+2x-2c)=1.5(46+2∙1-2∙0)=72[mm]


Dianetrele cercurilor de picior

df5=m(z5-2ha+2x-2c)=1.5(26-2∙1-2∙0)=36[mm]

df6=m(z6-2ha+2x-2c)=1.5(46-2∙1-2∙0)=66[mm]


Diametrele cercurilor de divizare

d5=m∙z5=1.5∙26=39[mm]

d6=m∙z6=1.5∙46=69[mm]


Distamta intre axe

A23=(d5+d6)/2=(39+69)/2=54 [mm]


3.4. Calculul angrenajului z7=30, z8=42

m= =0.15[cm]

m=1.5[mm] se alege din STAS 822 82 mSTAS=1.5 [mm]


Diametrele cercurilor de cap

da7=m(z7+2ha+2x-2c)=1.5(30+2∙1-2∙0)=48[mm]

da8=m(z8+2ha+2x-2c)=1.5(42+2∙1-2∙0)=66[mm]


Dianetrele cercurilor de picior

df7=m(z7-2ha+2x-2c)=1.5(30-2∙1-2∙0)=42[mm]

df8=m(z8-2ha+2x-2c)=1.5(42-2∙1-2∙0)=60[mm]


Diametrele cercurilor de divizare

d7=m∙z7=1.5∙30=45[mm]

d8=m∙z8=1.5∙42=63[mm]


Distamta intre axe

A23=(d7+d8)/2=(45+63)/2=54[mm]


3.5. Calculul angrenajului z9=27, z10=47

m =0.19[cm]

m=1.9[mm] se alege din STAS 822 82 mSTAS=2 [mm]


ha =1 coeficient de inaltime a dintelui

c=0 coeficient de modificare a distantei axiale

x=0 deplasarea de profil


Diametrele cercurilor de cap

da9=m(z9+2ha+2x-2c)=2(27+2∙1-2∙0)=58[mm]

da10=m(z10+2ha+2x-2c)=2(47+2∙1-2∙0)=98[mm]


Dianetrele cercurilor de picior

df9=m(z9-2ha+2x-2c)=2(27-2∙1-2∙0)=50[mm]

df10=m(z10-2ha+2x-2c)=2(47-2∙1-2∙0)=90[mm]


Diametrele cercurilor de divizare

d9=m∙z9=2∙27=54[mm]

d10=m∙z10=2∙47=94[mm]


Distamta intre axe

A34=(d9+d10)/2=(54+94)/2=7463 [mm




3.6. Calculul angrenajului z11=35, z12=39

m =0.17[cm]

m=1.7[mm] se alege din STAS 822 82 mSTAS=2 [mm]


ha =1 coeficient de inaltime a dintelui

c=0 coeficient de modificare a distantei axiale

x=0 deplasarea de profil


Diametrele cercurilor de cap

da11=m(z11+2ha+2x-2c)=2(35+2∙1-2∙0)=74[mm]

da12=m(z12+2ha+2x-2c)=2(39+2∙1-2∙0)=82[mm]


Dianetrele cercurilor de picior

df11=m(z11-2ha+2x-2c)=2(35-2∙1-2∙0)=66[mm]

df12=m(z12-2ha+2x-2c)=2(39-2∙1-2∙0)=74[mm]


Diametrele cercurilor de divizare

d11=m∙z11=2∙35=70[mm]

d12=m∙z12=2∙39=78[mm]


Distamta intre axe

A34=(d11+d12)/2=(70+78)/2=74 [mm]


3.7. Calculul angrenajului z13=26, z14=65

m =0.23[cm]

m=2.3[mm] se alege din STAS 822 82 mSTAS=2 [mm]



ha =1 coeficient de inaltime a dintelui

c=0 coeficient de modificare a distantei axiale

x=0 deplasarea de profil


Diametrele cercurilor de cap

da13=m(z13+2ha+2x-2c)=2(26+2∙1-2∙0)=56[mm]

da14=m(z14+2ha+2x-2c)=2(65+2∙1-2∙0)=134[mm]


Dianetrele cercurilor de picior

df13=m(z13-2ha+2x-2c)=2(26-2∙1-2∙0)=48[mm]

df14=m(z14-2ha+2x-2c)=2(65-2∙1-2∙0)=126[mm]


Diametrele cercurilor de divizare

d13=m∙z13=2∙26=52[mm]

d14=m∙z14=2∙65=130[mm]


Distamta intre axe

A34=(d13+d14)/2=(65+162.5)/2=91 [mm


3.8. Calculul angrenajului z15=45, z16=45

m= =0.197[cm]

m=1.9[mm] se alege din STAS 822 82 mSTAS=2 [mm]


ha =1 coeficient de inaltime a dintelui

c=0 coeficient de modificare a distantei axiale

x=0 deplasarea de profil


Diametrele cercurilor de cap

da15=m(z15+2ha+2x-2c)=2(45+2∙1-2∙0)=94[mm]

da16=m(z16+2ha+2x-2c)=2(45+2∙1-2∙0)=94[mm]


Dianetrele cercurilor de picior

df15=m(z15-2ha+2x-2c)=2(45-2∙1-2∙0)=86[mm]

df16=m(z16-2ha+2x-2c)=2(45-2∙1-2∙0)=86[mm]


Diametrele cercurilor de divizare

d15=m∙z15=2∙45=90[mm]

d16=m∙z16=2∙45=90[mm]


Distanta intre axe

A45=(d15+d16)/2=(90+90)/2=90 [mm].







3.9. Calculul angrenajului z17=26, z18=65

m =0.3[cm]

m=3[mm] se alege din STAS 822 82 mSTAS=3 [mm]


ha =1 coeficient de inaltime a dintelui

c=0 coeficient de modificare a distantei axiale

x=0 deplasarea de profil

Diametrele cercurilor de cap

da17=m(z17+2ha+2x-2c)=3(26+2∙1-2∙0)=84[mm]

da18=m(z18+2ha+2x-2c)=3(65+2∙1-2∙0)=195[mm]


Dianetrele cercurilor de picior

df17=m(z17-2ha+2x-2c)=3(26-2∙1-2∙0)=72[mm]

df18=m(z18-2ha+2x-2c)=3(65-2∙1-2∙0)=189[mm]


Diametrele cercurilor de divizare

d17=m∙z17=3∙26=78[mm]

d18=m∙z18=3∙65=195[mm]


Distanta intre axe

A45=(d15+d16)/2=(78+195)/2=136.5 [mm].


3.10. Calculul angrenajului z19=65, z20=26

m =0.22[cm]

m=2.2[mm] se alege din STAS 822 82 mSTAS=2 [mm]


ha =1 coeficient de inaltime a dintelui

c=0 coeficient de modificare a distantei axiale

x=0 deplasarea de profil

Diametrele cercurilor de cap

da19=m(z19+2ha+2x-2c)=2(65+2∙1-2∙0)=134[mm]

da20=m(z20+2ha+2x-2c)=2(26+2∙1-2∙0)=56[mm]


Dianetrele cercurilor de picior

df19=m(z19-2ha+2x-2c)=2(65-2∙1-2∙0)=126[mm]

df20=m(z20-2ha+2x-2c)=2(26-2∙1-2∙0)=48[mm]




Diametrele cercurilor de divizare

d19=m∙z19=2∙65=130[mm]

d20=m∙z20=2∙26=52[mm]


Distanta intre axe A45=(d19+d20)/2=(130+52)/2=91[mm].


Nr. Dinti

da

df1

D

m

Z1






Z2






Z3






Z4






Z5






Z6






Z7






Z8






Z9






Z10






Z11






Z12






Z13






Z14






Z15






Z16






Z17






Z18






Z19






Z20












4. Calculul arborilor

4.1. Calculul arborelui I


c= 12 [constanta] n=2360[rot/min] P1=4.95[kw]

STAS


4.2.Calculul arborelui II


c= 12 [constanta] n=1320[rot/min] P2=4.802[kw]

STAS


4.3. Calculul arborelui III


c= 12 [constanta] n=750[rot/min] P3=4.65[kw]

STAS





4.4. Calculul arborelui IV


c= 12 [constanta] n=425[rot/min] P4=4.51[kw]

STAS


4.5. Calculul arborelui V


c= 12 [constanta] n=170[rot/min] P5=3.97[kw]

STAS

4.5. Calculul arborelui VI


c= 12 [constanta] n=71[rot/min] P5=3.85[kw]

STAS



5. Calculul Penelor



5.1. Calculul penelor pe arborele I

Dimensiunile penelor se stabilesc din STAS in functie de diametrul arborelui pe care se face asamblarea cu pana. Calculul lungimii penei pentru arborele I de determina din conditia presiunii de contact admisibile. Materialul penei se alege OLC45 cuσas=70[N/mm2].

ConformSTAS1004-71 pentru arbore cu diametru d=15[mm], corespunde o pana cu urmatoarele dimensiuni:

b=5 [mm] h=5 [mm] l=14 . 70 [mm].

Lungimea de calcul a penei este:


Se alege l=12[mm].


52. Calculul penelor pe arborele III


Dimensiunile penelo se stabilesc din STAS in functie de diametrul arborelui pe care se face asamblarea cu pana. Calculul lungimii penei pentru arborele III de determina din conditia presiunii de contact admisibile. Materialul penei se alege OLC45 cuσas=70[N/mm2].

ConformSTAS1004-71 pentru arbore cu diametru d=18[mm], corespunde o pana cu urmatoarele dimensiuni:

b=8 [mm] h=7 [mm] l=18 . 80 [mm].

Lungimea de calcul a penei este:

Se alege l=40[mm].




5.3. Calculul penelor pe arborele V


Dimensiunile penelor se stabilesc din STAS in functie de diametrul arborelui pe care se face asamblarea cu pana. Calculul lungimii penei pentru arborele V de determina din conditia presiunii de contact admisibile. Materialul penei se alege OLC45 cuσas=70[/mm2].

ConformSTAS1004-71 pentru arbore cu diametru d=22[mm], corespunde o pana cu urmatoarele dimensiuni:

b=17[mm] h=9 [mm] l=20 . 80 [mm].

Lungimea de calcul a penei este:

Se alege l=75[mm].


6. Alegerea rulmentilor


In constructia masinilor unelte sunt foarte raspandite lagarele cu rulmenti. Rulmentii fiind tipizati, alegerea lor se face dupa standarde si cataloagele fabricilor producatoare, pe baza diametrului fusului de arbore pe care se monteaza, a sarcinilor de pe lagar si a duratei de exploatare alese inisial.

Pentru alegerea lagarelor cu rulmenti trebuie sa se efectueze urmatoarele:

Sa se intocmeasca schema cinematica functionala cu indicarea marimei , directiei, sensului si locului de aplicare a fortelor.

Sa se stabileasca reactiunile ce apar in reazeme.

Sase stabileasca cel mai potrivit tip de rulment in functie de marimea, directia si sensul reactiunilor, de constructia asamblului, de turatie, de conditii de exploatare si montaj.

Sa se determine marimea rulmentului pe baza solicitarii, a durabilitatii si a turatiei limita.

Sa se puna la punct in concordanta cu tipul de rulment ales al asamblului si tehnologia de executie a lui.

Sa se stabileasca clara de precizie a rulmentilor si a jocurilor in functie de conditiile de exploatare (precizie, vibratii).

Stabilirea tipului ajustajului intre inelele rulmentului si arbore respectiv carcasa, functie de modul de fixare a rulmentului, a marimii si directiei sarcinilor si clasa de precizie.





6.1.Calculul fortelor


6.2. Alegerea rulmentilor pe arborele I


Se aleg rulmenti radiali cu bile pe un rand cu simplu efect pentru ambele capete ale arborelui STAS 7416/1.2-69 :

Simbolul rulmentului 6202

Dimensiunile rulmentului 15x35x11

Capacitatea fectiva de incarcare

Cr=6.10KN

Tipul de rulmenti ales satisface conditia de incarcare dinamica.


6.2. Alegerea rulmentilor pentru arboreleII


Se aleg rulmenti radiali cu bile pe un rand cu simplu efect pentru ambele capete ale arborelui:

Simbolul rulmentului 6304

Dimensiunile rulmentului 20x52x15

Capacitatea fectiva de incarcare

Cr=12.5KN

Tipul de rulmenti ales satisface conditia de incarcare dinamica.


6.3. Alegerea rulmentilor pentru arboreleIII


Se aleg rulmenti radiali cu bile pe un rand cu simplu efect pentru ambele capete ale arborelui:

Simbolul rulmentului 6404

Dimensiunile rulmentului 25x72x19

Capacitatea fectiva de incarcare

Cr=12.5KN

Tipul de rulmenti ales satisface conditia de incarcare dinamica.







6.4. Alegerea rulmentilor pentru arborele IV


Se aleg rulmenti radiali cu bile pe un rand cu simplu efect pentru ambele capete ale arborelui:

Simbolul rulmentului 6305

Dimensiunile rulmentului 25x62x17

Capacitatea fectiva de incarcare

Cr=12.5KN

Tipul de rulmenti ales satisface conditia de incarcare dinamica.



6.5. Alegerea rulmentilor pentru arborele V


Se aleg rulmenti radiali cu bile pe un rand cu simplu efect pentru ambele capete ale arborelui:

Simbolul rulmentului 6007

Dimensiunile rulmentului 35x62x14

Capacitatea fectiva de incarcare

Cr=12.5KN

Tipul de rulmenti ales satisface conditia de incarcare dinamica.


6.6. Alegerea rulmentilor pentru arborele VI


Se aleg rulmenti radiali cu bile pe un rand cu simplu efect pentru ambele capete ale arborelui:

Simbolul rulmentului 6009

Dimensiunile rulmentului 45x75x16

Capacitatea fectiva de incarcare

Cr=12.5KN

Tipul de rulmenti ales satisface conditia de incarcare dinamica.


6.6. Etansarea rulmentilor


Conditiile impuse unei etansari eficiente sunt:

sa reziste in timp la regimul de functionare (temperatura, viteza medie, presiune);

sa aiba durata de functionare maxima;

constructie simpla cu montare si demontare usoara;

sa fie frecarea in etansare cat mai redusa;

La masinile unelte etansarea se rezolva cu garnituri de etansare, manseta de rotatie conform STAS 5907.


Conditii de folosire a mansetelor de rotatie:


- diferenta de presiune dintre cele doua medii sa fie mai mic 0,5 [bar];

- viteza periferica maxima a arborelui sa fie sub 10 [m/s];

- rugozitatea fusului sa fie Ra=1,6 mm pentru diametre intre 40 pana la 300 [mm];

Ra=0,2 mm pentru diametre mici si viteze periferice mari;

- la viteze mai mari de 4 [m/s], este obligatoriu ca suprafata sa fie calita si cromata;

montarea mansetelor se va face cu respectarea STAS 7950 si a indicatiilor producatorului;














































Bibliografie



NASUI, V. Proiectarea variatoarelor de turatii, Cluj-Napoca, Editura Risoprint, 2002

ANTAL, A. , Elemente privind proiectarea angrenajelor. Cluj-Napoca, Editura ICPIAF, 1998

BOTEZ, E. , s.a. Proiectarea masinilor-unelte, Editura Didactica si Pedagogica, 1980

BUZDUGAN, Gh. , s.a. Rezistenta materialelor. Bucuresti, Editura tehnica, 1980

CHISIU, A. , s.a. Organe de masini. Bucuresti, Editura Didactica si Pedagogica, 1981














Contact |- ia legatura cu noi -|
Adauga document |- pune-ti documente online -|
Termeni & conditii de utilizare |- politica de cookies si de confidentialitate -|
Copyright © |- 2022 - Toate drepturile rezervate -|