Home - Rasfoiesc.com
Educatie Sanatate Inginerie Business Familie Hobby Legal
Meseria se fura, ingineria se invata. Telecomunicatii, comunicatiile la distanta, Retele de, telefonie, VOIP, TV, satelit


Aeronautica Comunicatii Constructii Electronica Navigatie Pompieri
Tehnica mecanica

Tehnica mecanica


Index » inginerie » Tehnica mecanica
PROIECTAREA UNUI ANGRENAJ CONIC CU DINTI DREPTI


PROIECTAREA UNUI ANGRENAJ CONIC CU DINTI DREPTI




PROIECTAREA UNUI ANGRENAJ CONIC CU DINTI DREPTI

Calculul de proiectare a unui angrenaj conic cu dinti drepti are la baza metodologia de calcul cuprinsa in STAS 12270-84 particularizata conditiilor de functionare a angrenajelor din transmisiile mecanice uzuale.

1.1 Calculul cinematic si energetic al reductorului de turatie

In functie de datele initiale, impuse prin tema de proiectare,se determina puterea si turatia motorului de actionare,iar, atunci cand acesta este standardizat,se impune alegerea sa corecta.

Pentru schema cinematica impusa prin tema, puterea necesara, dezvoltata de masina motoare PMM este



, Pmotor - puterea nominala a motorului data in tema de proiect ήr - randamentul unui rulment,

din STAS se adopta

1.2 Alegerea capetelor de arbore standardizate

Din STAS 8724/3-84 se alege :

Pt

1.3 Determinareae elementelor dimensionale principale ale angrenajului conic cu dinti drepti

Diametrul de divizare al pinionului conic

unde :

KH- factorul global al presiunii hertziene de contact KH=160000MPa ()

KA- factorul deutilizare, se alege KA=1.5

Mz- momentul de torsiune pe arborele pinionului

ΨR =b/R - raportul dintre latimea danturii si diametrul de divizare al pinionului, se alege ψd =0.25

- rezistenta la pitting, se adopta

- raportul numerelor de dinti

B. Modulul danturii rotilor dintate pe conul frontal exterior - m

Modulul danturii rotilor dintate pe conul frontal exterior se determina din conditia ca dantura sa reziste la rupere prin oboseala la piciorul dintelui.

unde :

KF - factorul global al tensiunii de la piciorul dintelui ; KF=20 (DF≥350HB)

- diametrul de divizare a pinionului pe conul frontal exterior este rotunjit in mm

σFlim- rezistenta limita la rupere prin oboseala la piciorul dintelui ; se adopta

se alege

C. Calculul numarului de dinti ai rotilor dintate z1 si z2

se recalculeaza modulul danturii pe conul frontal exterior

se alege

Relatia de verificare a abaterii raportului de transmitere este

unde

4. Calculul geometric angrenajului conic cu dinti drepti

A. Elementele rotii plane de referinta

Elementele rotii plane de referinta sunt standardizate .

C. Calculul deplasarilor specifice

La angrenajele conice deplasarile de profil pot fi atat radiale, cat si tangentiale.

Deplasarile specifice radiale ale profilului danturii se adopta functie de raportul de transmitere i1

deplasari tangentiale:

D. Elementele geometrice ale angrenajului

Seminunghiurile conurilor :

Diametrul de divizare:

Lungimnea generatoarei conurilor de divirzare:

Latimea danturii rotilor:

Diametrele de divizare medii:

Modulul mediu al danturii mm:

Numarul de dinti ai rotii plane de referinta:

Inaltimea capului dintelui:

Inaltimea piciorului dintelui:

Inaltimea dintelui:

Unghiul capului dintelui:

Unghiul picioorului dintelui:

Unghiul conului de cap:

Unghiul conului de picior:

Diametrele de cap:

Diametrele de picior:

Inaltimea exterioara a conului de cap:

Arcul de divizare al dintelui:

Unghiul de presiune la capul exterior al dintelui pe conul frontal exterior:





Arcul de cap exterior al dintelui :

Unghiul de rabotare al dintelui:

D. Elementele geometrice ale angrenajului cilindric analog

Diametrele de divizare ale rotilor inlocuitoare:

Numarul de dinti ai rotilor inlocuitoare:

Diametrele de cap ale rotilor inlocuitoare:

Diametrele de baza ale rotilor inlocuitoare:

Distanta dintre axe a angrenajului inlocuitor:

E. Relatii de calcul pentru verificarea dimensionala a adnturii rotilor dintate

Coarda nominala de divizare a dintelui cu joc nul intre flancuri


Calculul fortelor din angrenajul conic cu dinti drepti

Fortele nominale din angrenaj se determina din momentul de torsiune motor existent pe arborele pinionului. Forta normalaa pe dinte Fn, aplicat in punctual de intersectie al liniei de angrenare cu cercul de divizare, se descompune intr-o forta tangentiala Ft la cercul de divizare, oforta radiala Fr la acelasi cerc si o forta axiala Fa.

● Forte tangentiale Ftm1,2 ;

● Forte radiale;

● Forte axiale Fam1,2 ;

● Forta normala pe flancul dintelului Fn1,2;

4.5. Verificarea de rezistenta a danturii angrenajului conic cu dinti drepti

Tensiunea de incovoiere de la piciorul dintelui se determina in sectiunea mediana a lungimii dintelui si se calculeaza cu ajutorul rotii dintate cilindrice inlocuitoare.

unde :

. Verificarea la presinea hertiziana, in cazul solicitarii la oboseala a flancurilor dintilor (verificarea la pitting)

Tensiunea hertiziana de contact de pe flancul dintilor aflati in angrenare se determina in punctual de tangenta al cercurilor de rostogolire (punctual C- polul angrenarii).

unde:

in care:

- - factorul modului de elasticitate al materialului, din anexa 14;

- - factorul zonei de contact;

- - factorul gradului de acoperire;

- - forta reala tangentiala la cercul de divizare

- - factorul repartitiei frontale a sarcinii, din anexa 7;

- - factorul de repartitie de sarcina pe latimea danturii, din anexa 9;

- -latimea de contact a danturii;

- - diametru cercului de divizare;

- - raportul numerelor de dinti;

- - tensiunea hertiziana admisibila la solicitarea de oboseala a flancurilor dintilor;

- - rezistenta limita la oboseala superficiala de contact a flancurilor dintilor (rezistenta la pitting), dinn tabelul 3;

- - factor de siguranta la pitting, din anexa 10;

- - factorul rugozitatii flancurilor dintilor, din anexa 15;

- - factorul raportului duritatii flancurilor,din anexa 16;

- - factorul influentei vitezei periferice a rotilor, din anexa 18;

- - factorul numarului de cicluri de functionare, din anexa 11.

. Verificarea la solicitarea statica de contact a flancurilor dintilor

Calculul are drept scop evitarea deformatiilor plastice ale flancurilor dintilor, sau evitarea distrugerii fragile a stratului durificat la daturi cu duritati DF≥350 HB).

Presiunea hertiziana statica a flancurilor dintilor la incarcare maxima se determina tot in punctual de rostogolire C:

unde:

- , - au aceeasi semnificatie ca la pct. B;

- - presiunea hertiziana statica admisibila a flancului dintelui, din anexa 19;

1.9Alegerea lubrifiantului si a sistemului de ungere a angrenajelor cilindrice cu dinti inclnati

Conditiile de alegere a lubrifiantului sunt impuse, in primul rand , de tipul angrenajului, de regimul sau cinematic si de incarcare. Pentru reductoare cu doua trepte de reducere, regimul cinematic si de incarcare este determinat de treapta lenta, iar pentru cele cu trei sau cu mai multe trepte, de ultimele trepte de reducere.




Pentru transmisiile deschise cu viteze periferice mai mici de 1m/s se utilizeasa cu lubrifianti, unsorile consistente de us general (U75, U85, U100 STAS 562-86), aiar pentru transmisii mari (masini pentru constructii,masini de ridicat) se folosesc unsori aditivate cu grafit (U100+15% grafit coloidal). Unsorile pot fi utilizate pana la viteze periferice de 4m/s, insa cu abundenta de lubrifiant.

Pentru viteze periferice mai mari ale rotilor se recomanda uleiuri minerale aditivate sau neaditivate. Daca presiunea hertiziana din polul angrenarii nu depaseste 750 MPa sau, daca raportul va/vtw,0,3, se pot utilize uleiuri minerale neaditivate. Daca nu se respecta aceste conditii, se recomanda utilizarea uleiurilor minerale aditivate cu aditivi de extrema presiune.

Vascozitatea cinematica a uleiului, necesar ungerii angrenajelor cilindrice si conice, se determina in functie de paramentrul filmului de ulei xu:

in care:

- DF - duritatea cea mai mica a celor doua flancuri in contact, exprimata in unitati de duritate Vickers

- - presiunea hertiziana maxima din polul angrenarii [MPa], determina la punctual C

- - viteza tangentiala din polul angrenarii [m/s]:

In functie de parametrul filmului de ulei xu , si de conditiile de functionare ale angrenajului, se determina vascozitatea necesara, cu ajutorul diagramei din fig. 6. Dina anexa 22 se allege uleiul cu vascozitatea cea mai apropoata.

Curba superioara 1 din fig 6 se recomanda pentru angrenaje care indeplinesc conditiile:

-ambele roti dintate sunt executate din acelas otel sau cand pinionul este executat din otel aliat cu nichel sau crom si roata din otel calit prin CIF;

- functionarea angrenajulu in conditii de sarcini cu socuri;

- temperature mediului inconjurator depaseste 25o C

Curba inferioara 2 din fig. 6 se utilizeaza in urmatoarele cazuri:

- trepte de precizie ridicate pentru angrenaj;

- temperature mediului inconjurator mai mica de 10o C;

- rotile dintate tratate termic sau termochimic.

Sistemul de ungere trebuie sa asigure in timpul functionarii o pelicula continua de lubrifiant intre flancurile danturii. Posibilitatea de aducere a lubrifiantului in zona de contact sunt determinate de regimul cinematic si de geometria rotilor, precum si de caracteristicile lubrifinatului.

Ungerea prin imersiune este posibila pentru turatii inferioare turatiei limita nlim:

in care:

- z - numarul de dinti ai rotii dintate imersate in ulei;

- - unghiul de ungere, asa cum se observa din fig.

- , - rugoziatatea celor doua flancuri in contact, in care 1,2;

- - vascoziatatea uleiului ales la temperature medie de functionare; se estimeaza temperature de functionare tm=55-75 o C; dependenta vascozitatii de temperature la uleiurile de transimisii, este de forma:

in care:

- - vascozitatea cinematica in [cSt] la temperature t[o C]

Roata introdusa in baia de ulei se cufunda corespunzator unui unghi optim pentru o racier si ungere eficienta:

in care: a - difuzitatea termica a uleiului; pentru uleiuri minerale de transmisii a=0,08mm2 /s.

Adancimea de imersie hm trebui sa fie mai mare sau la limita egala cu inaltimea dintelui,unde da - diametrul de cap al rotii imersate in ulei.

La reductoare in mai multe trepte, este posibil ca, respectand unghiul de imersare optim pentru unul din angrenare, la altele san u mai ajunga nici o roata in baie. In acest caz. Se recomanda pentru ungere cate o roata auxiuliara din material plastic care se roteste liber pe arbore si angreneaza cu una din rotile c ear trebui sa fie imersate in ulei.

In cazul turboangrenajelor, la care nu mai este aplicabil sistemul de ungere prin cufundare , se realizeaza ungerea cu jet de ulei sau ceata de ulei. Debitul optim de ulei Qu min [litri/min] se determina cu aproximatie, astfel:

in care

b - latimea danturii angrenajului;

υ - vascozitatea ciematica la temperature medie de functionare [cSt]

a - difuzivitatea termica a uleiului ().

3.1. Proiectarea unei transmisii prin curele late

3.1.1 Alegerea curelei trapezoidale si dimensionale transmisiei

In calcul se considera a fi cunoscute puterea de transmis P [kW], turatiile rotilor conduce n1 respectiv de conducere n2 [rot/min] sau una dintre turatiile si raportul de transmitere iT.

Diametrul primitiv al rotii conduse Dp2 :

unde:

ξ - alunecarea elastica (2%)

Dp1 - diametrul primitiv al rotii conducatoare, ales la valoarea standardizata

Dp2 - diametrul primitive al roti conduse se standardizeaza

Viteza periferica a rotii conducatoare se considera egala cu viteza de deplasare a curelei :

Daca nu se respecta viteza periferica admisibila, atunci se allege o valoare mai mica pentru diametrul primitive Dp1 al rotii conducatoare.

Alegerea distantei dintre axe A12 , daca nu este impusa din considerente geometrice, se adopta in intervaul de valori:

Alegerea primitive orientativa a curelei se determina in functie de distanta dintre axe si de diametrele primitive ale rotilor de curea:

Aceasta lungime orientativ calculata se standardizeaza la valoarea cea mai apropiata. Odata aleasa lungimea primitive standardizata, se recalculeaza distanta dintre axe, care rezulta din ecuatia de gradul



Unghiul dintre ramurile curelei γ

Unghiurile de infasurare ale curelei pe roata conducatoare respective condusa β1 , β2 [radiani]

β1=π-γ β2= π+γ β01=18000 β02=18000

Pentru imbinarea capetelor curelei, lungimea minima a partii subtiate se recomanda a fi:

Calculul frecventei indoirilor:

4. Alegerea cuplajului cardanic

Alegerea cuplajului optim unei transmisi mecanice impune precizarea unor date initiale de proiectare si anume:

momentul de torsiune care trebiue transmis de cuplaj, variatia acestuia in functionare si in special, valorile maxime estimate.

pozitia relative a arborilor, atat in timpul montajului, cat si in timpul functionarii.

caracteristicile mecanice si functionale ale celor doua parti ale transmisiei, legate prin cuplaj: momente de inertie reduse la arborele cuplajului

conditiile de functionare, mediu ambient, durata de functionare

Din multitudinea solutiilor constructive care sa satisfaca una sau mai multe din functiile principale ale cuplajelor, ( transmitere de miscare si de moment, comanda, limitarea de sarcina, amortizare a vibratiilor si socurilor, compensari ale erorilor de pozitie ale capetelorde arbori, limitare de turatie si sens ), prezenta lucrare se refera la cuplajul cardanic.

Cuplajul cardanic permite transmiterea miscarii de rotatie si a momentului de torsiune intre doi arbori a caror pozitie relative se poate modifica chiar in timpul functionarii.

La transmisia cardanica cu o articulatie la care arborii se intersecteaza sub unghiul γ , turatia arborelui condus n2 este variabila,desi turatia arborelui conducator n1 este constanta.

[rot/min]

[rot/min]

Iar gradul de neregularitate al miscarii arborelui condus δ are expresia:

δ = (n2max - n2min) /n1 = 0.015

Pentru a obtine o turatie constanta la arborele condus, in conditiile in care turatia arborelui conducator este constanta, trebuiesc folosite doua articulatii cardanice, iar arborele condus trebuie sa ramana paralel cu arborele conducator. La o astfel de solutie, cu doua articulatii cardanice si arbori paraleli, turatia arborelui condus este egala cu aceea a arborelui conducator.

Pentru conditiile concrete de functionare este necesara verificarea elementelor componente ale cuplajului cardanic si anume: capetele de arbori, lagare crucile si furcile cardanice.

Fortele maxime care iau nastere in articulatia cardanica, ca urmare a unui moment de torsiune constant Mt, transmis de arborele conducator, se pot calcula in functiie de momentul de torsiune Mt2max.

Ft1= Mt1/ (H-l) = 589.46 N

Ft2max = Mt1/ ( H - l ) ∙ cosγmax = 580.5 N

Fa1max = Ft1 ∙ tgγmax = 103.93 N

Fa2max = Ft1 ∙ sin γmax = 101.11 N

Mt2max = Mt1/ cosγmax = 591.45 Nmm

Unde:

Mt2max - monentul de torsiune maxim pe arborele condus

H - cota de gabarit a crucii cardanice

l - lungimea acelor de la rulmentii cu ace

γmax - unghiul maxim dintre axa arborelui motor si axa arborelui intermediary

Arborii transmisiei cardanice se calculeaza in general la torsiune, fiind solicitati de momentele Mt1 si respective Mt2max. Arborele intermediar al transmisiei cardanice este solicitat la rasucire si la incovoiere datorita cuplului de forte Fa Momentul de incovoiere maxim are expresia:

Mtmax = Mt1∙ sin γmax = 5277.94 Nmm

Rulmentii cu ace, utilizati la realizarea articulatiilor cardanice, se calculeaza la durabilitate, stabilindu-se numarul de ore de functionare. Se considera ca sub actiunea fortei tangentiale maxime Ft2max se atinge capacitatea dinamica de incarcare C. durabilitatea rulmentului, exprimata in miloane de cicluri, are expresia:

In care:

L- durabilitatea exprimata in milioane de cicluri de functioanare

C- capacitatea dinamica de incarcarea a rulmentului cu ace

Durata de functionare Lh a articulatiei cardanice, exprimata in are de functionare, este:

Unde:

- n2f - turatia relative a fusului lagare

[rot/min]

- n1 -turatia arborelui conducator [rot/min ]

Pentru articulatii cardanice au in componenta lagare cu alunecare se recomanda verificarea fusului l apresiune de contact si la incovoiere. Se considera ca solicitarea maxima este data de forta Ft2max iar distributia de presiune este constanta, atat de-a lungul fusului, cat sip e directia radiala.

Pm = Ft2max /d ∙ l = 3.25 MPa

In care:

d,l - sunt dimensiunile fusului

H - lungimea crucii cardanice

Pm adm= 8.9 MPa -pt lagarele si fusurile din otel calit pana la duritatea de 56-63 HRC

Pm adm= 2.3 MPa - pt lagarele din fonta maleabila si fusuri din otel calit pana la duritatea de 45-52 HRC

Tensiunea de incovoiere maxima din zona de incastrare a fusului crucii cardanice este:

Tensiunea admisibila laincovoiere este recomandata pt fusuri din otel calit. Dimensiunile furcii se aleg cosntructiv, in functie de dimensiunile crucii si lagarelor.

Dupa stabilirea dimensiunilor furcii cardanice se pot face verificarile acestuia la incovoiere si rasucire.






Politica de confidentialitate


Copyright © 2019 - Toate drepturile rezervate

Tehnica-mecanica


Auto
Desen tehnic


PROIECT Organe de masini si Tribologie - transmisie cu reductor
Determinarea energiei cinetice in cazul unui mecanism plan
Pornirea masinii si aducerea acesteia in punctul de referinta (zero masina)
PROIECT DE DIPLOMA INGINERIE EONOMICA IN DOMENIUL MECANIC - CRESTEREA EFICIENTEI ECONOMICE PRIN RETEHNOLOGIZARE - STUDIU DE CAZ LA SOCIETATEA COMERCIA
Programarea si conducerea productiei pentru fabricarea unui set de repere din componenta produsului
FORTE DE PRESIUNE PE SUPRAFETE PLANE. CENTRUL DE PRESIUNE.
ALEZORUL
Dimensiunile principale ale cuplajului cu frictiune Planox
PRINCIPIUL II AL TERMODINAMICII
TDCR / tema de casa