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
CUTIE DE VITEZE pentru MASINA DE GAURIT


CUTIE DE VITEZE pentru MASINA DE GAURIT


UNIVERSITATEA DE NORD BAIA MARE

FACULTATEA DE INGINERIE



CUTIE DE VITEZE

pentru

MASINA DE GAURIT

TEMA DE PROIECT

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

► Numarul de trepte:    z = 12

► Turatia maxima: nmax = 1500 [rot/min]

► Turatia minima:    nmin = 35 [rot/min]

► Turatia motorului:    nm =1500 [rot/min]

► Puterea de aschiere: P = 2,5 [KW]

► Structura cinematica: cu treapta simpla si suprapunere de turatii.

1. MEMORIUL TEHNIC DE PREZENTARE

1.1 Introducere

Masina unealta este o masina de lucru care are ca scop principal generarea suprafetelor pieselor prin procesul tehnologic de aschiere in anumite condipieselor prin procesul tehnologic de aschiere in anumite conditii de productivitate, precizie dimensionala si calitate a suprafetelor.

Cutia de viteze este un mecanism de reglare in trepte a miscarii, formata din unul sau mai multe mecanisme elementare legate intre ele prin diferite moduri. Raportul de transmitere partial este raportul intre o pereche de roti, iar raportul de transmitere total este produsul raportului de transmitere partial de la motor pana la elementul final (axul principal).

1.2 Consideratii generale privind proiectarea masinilor unelte

Proiectare unei masini unelte noi impune o buna cunoastere a caracteristicilor si performantelor utilajelor similare in exploatare, a solutiilor cinematice si constructive, a realizarilor celor mai bune, a tendintelor pe plan mondial. Masina unealta trebuie sa raspunda integral prescriptiilor cerute prin tema de proiectare si anume:

- prelucrarea pieselor de forma, dimensiunile si din materialele prevazute,

- sa asigure precizia si calitatea corespunzatoare a suprafetelor prelucrate,

- acordarea unei atentii sporite automatizarii pentru reducerea timpilor auxiliari, eliminarea subiectivitatii muncitorului si solicitarii fizice si psihice,

- utilizarea pe scara larga a elementelor normalizate si standardizate reducandu-se timpul si costul proiectarii si executiei,

- asigurarea tehnologicitatii pieselor evitandu-se constructiile dificile si cu consum mare de energie,

- facilitati privind transportul, asezarea si prinderea pe fundatie a masini unelte,

- existenta unei estetici a masinii unelte pentru realizarea unui climat de munca placut,

1.3 Constructia mecanismelor cu roti dintate baladoare

Mecanismele cu roti baladoare se compun din doi arbori, indiferent pe care, fiind montate rotiile fixe. Celelalte roti deplasabile pot fi montate in grup sau indepartate unele de altele, de modul de grupare depinzand gabaritul mecanismului.

Mecanismele cu doua roti baladoare sunt cele mai simple si in acelasi timp cele mai raspandite, fiind folosite de preferinta in constructia cu balador interior datorita gabaritului mai mic ,,B>4L" (B-fiind latimea).

Raportul de transmitere este raportul turatiilor, raportul diametrelor:

- in care: - este turatia arborelui conducator,

- este turatia arborelui condus,

- este diametrul primitiv al arborelui condus.

Turatiile tipizate ale axelor conducatoare fac parte dintr-o serie ,,r" cu ratia ,,φ". Rapoartele de transmitere se stabilesc in functie de ratie si serie. Mecanismele cu trei roti baladoare se construiesc de asemenea in doua variante: cu balador interior sau exterior cu acelasi avantaj din punct de vedere al gabaritului pentru varianta cu balador interior ,,B>7L".

In cazul acestor baladoare apare problema constructiva referitor la posibilitatea constructiva de deplasare a baladorului interior conditionata de posibilitatea treceri rotilor z1, z3, peste z2. Respectarea acestor conditii conduce in unele cazuri la modificarea numerelor de dinti, deci la modificarea caracteristicilor cinematice ale cutiei de viteze. Mecanismele cu patru roti baladoare se construiesc rar cu rotile in bloc, ele se realizeaza fragmentat in doua grupuri a doua roti baladoare din cauza greutatii alegerii rapoartelor de transmitere, a constructiei blocului, cat si din cauza gabaritului mare.

Mecanismele baladoare cu mai mult de patru roti se construiesc rar si numai in grupuri de doua sau trei roti baladoare, din considerente constructiv tehnologice de realizare a blocurilor baladoare cu mai mult de trei rapoarte de transmitere.

1.4 Principiul caracteristic al masinilor de gaurit

Masinile de gaurit sunt masini unelte pe care se executa operatii tehnologice de gaurire, largire, lamare, filetare, adancire si gaurire fina. Clasificarea masinilor de gaurit se poate face din mai multe puncte de vedere:

a). Dupa pozitia arborelui principal sunt:

► Masini de gaurit orizontale,

► Masini de gaurit verticale.

b). Dupa constructie si domeniul de utilizare:

► Masini de gaurit de masa (de banc),

► Masini de gaurit cu coloana,

► Masini de gaurit in coordonate,

► Masini de gaurit radiale,

► Masini de gaurit si alezat orizontale.

c). Dupa mobilitate:

► Masini de gaurit portabile,

► Masini de gaurit fixe.

Parametrii caracteristici principali ai masinilor de gaurit sunt:

► Diametrul maxim de gaurire din plin cu burghiu elicoidal in semofabricat de otel cu rezistenta la tractiune 60-70

► Lungimea maxima a cursei arborelui principal al masinii,

► Distanta dintre arborele principal si ghidajele montajului sau coloanei,

► Diametrul masei de patrundere al semifabricatului,

► Puterea motorului de antrenare principal de autonomie [KW], in care ,,D" este diametrul burghiului,

► Turatiile arborelui principal.

[rot/min] [rot/min]

2. Proiectarea cinematica

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=18 trepte cu relatia:

in care: Rn- este gama de reglare

z- numarul treptelor de turatie.

Stabilirea sirului de turatii

n1=nmin= 27 · 1,25=33.75 [rot/min]

n2=n1·φ=33.75·1,25=42,18 [rot/min]

n3=n2·φ=42,18 ·1,25=52,73 [rot/min]

n4=n3·φ=52,73·1,25=65,91 [rot/min]

n5=n4·φ=65,91·1,25=82,39 [rot/min]

n6=n5·φ=82,39·1,25=102,99 [rot/min]

n7=n6·φ=102,99·1,25=128,74 [rot/min]

n8=n7·φ=128,74·1,25=106,93 [rot/min]

n9=n8·φ=106,93·1,25=201,16 [rot/min]

n10=n9·φ=201,16·1,25=251,45 [rot/min]

n11=n10·φ=251,45·1,25=314,32 [rot/min]

n12=n11·φ=314,32·1,25=392,9 [rot/min]

n13=n12·φ=392,9·1,25=491,12 [rot/min]

n14=n13·φ=491,12·1,25=613,75 [rot/min]

n15=n14·φ=613,75·1,25=767,18 [rot/min]

n16=n15·φ=767,18·1,25=958,98 [rot/min]

n17=n16·φ=958,98·1,25=1198,73 [rot/min]

n18=n17·φ=1198,73·1,25=1498,41 [rot/min]

3. Determinarea numarului de posibilitati structurale

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

Ea da informatii privind :

numarul arborilor variatorului in trepte ;

numarul angrenajelor din cadrul fiecarui grup (numarul rapoartelor partiale de transfer);

numarul treptelor turatiilor pentru fiecare arbore, inclusuv cele finale;

valorile salturilor partiale si totale.

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

4. Alegerea 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.

Varianta structurala optima 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.

Din restrictia dinamica ca mecanismele grele sa fie plasate pe arborii intermediari ai cutiei si luand in calcul si conditia de raport de transmitere maxim, s-a stabilit ca reteaua structurala optima ar fi cea descrisa de ecuatia: , retea reprezentata in figura 1.

6. Diagrama 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

Schemea cinematica

8. Calculul numarului de dinti ai rotilor dintate

9. Verificarea abaterilor de la turatiile efevtive

n1=1500∙φ-6·φ-6·φ-5 =30.93[rot/min]

n2=1500∙φ-6·φ-4·φ-5=40.83 [rot/min]

n3=1500∙φ-6·φ-4·φ-4=49.5 [rot/min]

n4= 1500∙φ-6·φ-3·φ-4=60 [rot/min]

n5=1500∙φ-6·φ-3·φ-4=75 [rot/min]

n6= 1500∙φ-6·φ-2·φ-4=96 [rot/min]

n7= 1500∙φ0·φ-6·φ-5=123.75 [rot/min]

n8=1500∙φ0·φ-5·φ-5=163.35 [rot/min]

n9= 1500∙φ0·φ-4·φ-5=198 [rot/min]

n10= 1500∙φ0·φ-4·φ-4=240 [rot/min]

n11= 1500∙φ0·φ-3·φ-4=300 [rot/min]

n12= 1500∙φ0·φ-2·φ-4=384 [rot/min]

n13= 1500∙φ6·φ-6·φ-5=471.48 [rot/min]

n14= 1500∙φ6·φ-5·φ-5=622.36 [rot/min]

n15= 1500∙φ6·φ-4·φ-5=754.83 [rot/min]

n16=1500∙φ6·φ-4·φ-4=914.4 [rot/min]

n17= 1500∙φ6·φ-3·φ-4=1143 [rot/min]

n18= 1500∙φ6·φ-2·φ-4=1463.04 [rot/min]

Diagrama abaterilor

La proiectarea cutiilor de viteze, este obligatoriu sa se verifice incadrarea turatiilor in limitele tolerantei cinematice. Aceasta toleranta se datoreaza dificultatilor de a realiza, prin angrenare, raporturile de transmitere teoretice. Toleranta cinematica nu trebuie sa depaseasca limitele (-2% - 3%). In acest scop, se traseaza diagrama erorilor cinematice ale turatiilor.Marimea procentuala a erorii cinematice a fiecarei turatii se determina cu expresia :

[2,

unde : nI = turatia determinata prin calcul pe baza rapoartelor reale de transmitere a angrenajelor;

niSTAS = turatia normalizata.

B. Calculul organologic

1. Calculul momentelor de torsiune pe arbori

Momentele de torsiune pe arbori se vor determina cu formula

Momentul pe arborele I :

Momentul pe arborele II :

Momentul pe arborele III :

Momentul pe arborele IV :

Modulul

, , ,

Diametrele arborilor

2. Calculul angrenajului

B

A

m

Z1

Z2

Z3

Z4

Z5

Z6

Z7

Z8

Z9

Z10

Z11

Z12

Z13

Z14

Z15

Z16

-diametru de divizare

-diametrul de cap

- inaltimea dintilor pe arbori

3. 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.

Capaciatatea de incarcare dinamica a rulmentului este data de relatia:

Unde: D-durabilitatea necesara a rulmentilor (10000-20000), D=20000

F- forta echivalenta medie

p-exponentul functie de tipul rulmentului p=3

3.1 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 6309

-Dimensiunile rulmentului 55x100x25

-Capacitatea fectiva de incarcare

Cr=

Tipul de rulmenti ales satisface conditia de incarcare dinamica.

3.2 Alegerea rulmentilor pentru arborele II

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

Simbolul rulmentului 6406

Dimensiunile rulmentului 30x90x23

Capacitatea fectiva de incarcare

Cr=

Tipul de rulmenti ales satisface conditia de incarcare dinamica.

3.3 Alegerea rulmentilor pentru arborele III

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

Simbolul rulmentului 6413

Dimensiunile rulmentului 65x160x37

Capacitatea fectiva de incarcare

Cr=

Tipul de rulmenti ales satisface conditia de incarcare dinamica.

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;

4. Calculul penelor Stas 1004

d=15,b=5,h=5

d=20, b=6, h=6

d=35,b=12 h=8

5. Calculul cuplajului

K= coeficientul functiei motor     K=1,4

K=coeficent de functionare K= 1,25

K=1,65

Ks=2,82

Mt=momentul de actiune pe arbore

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





Politica de confidentialitate





Copyright © 2024 - Toate drepturile rezervate