UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTI

FACULTATEA

"INGINERIA SI MANAGEMENTUL SISTEMELOR TEHNOLOGICE"

CATEDRA

"ORGANE DE MASINI SI TRIBOLOGIE"

ORGANE DE MASINI

PROIECT

Tema de Proiect

(Facultatea I.M.S.T, specializarea Inginerie Economica)

Sa se proiecteze transmisia mecanica prezentata in tema sub forma de cutie neagra, elementele mecanice din interiorul cutiei negre se vor stabili de proiectant prin calcule tehnice si economice, pentru urmatoarele date tehnice :

Puterea la masina de lucru P_ML = 28 KW ;

Turatia la masina de lucru N_ML = 180 r.p.m ;

Varianta constructiva (transmisie prin curele dintate si reductor cilindric)

CUPRINS

Caracterizarea transmisiei mecanice.

Analiza tehnico-economica a Transmisiei Mecanice pe baza functiilor, a potentialului de piata si capacitatii firmei.

TM ca produs nou si etapele realizarii unui produs nou.

Stabilirea rapoartelor de transmitere pe baza costurilor minime.

Alegerea motorului electric si calculul pretului de productie.

Stabilirea variantei optime de proiectare pe baza costului minim.

Calculul cinematic si energetic al TM.

Proiectarea TCT si calculul pretului de productie.

Alegerea reductorului si calculul pretului de productie.

Proiectarea angrenajului folosind carcasa standardizata.

Calculul fortelor din angrenaj.

Alegerea rulmentilor, a penelor paralele, a sistemelor de etansare si a elementelor constructive (suruburi, saibe, stifturi, capace, caseta de rulmenti).

Calculul reactiunilor din reazeme si construirea diagramelor de momente.

Verificarea rulmentilor.

Verificarea arborelui de intrare in reductor la solicitari compuse si oboseala.

Alegerea cuplajului si calculul pretului de productie.

Intocmirea devizului

Anexe.

Caracterizarea transmisiei mecanice

Transmisia mecanica este un ansamblu tehnic complex ce are in compunere mai multe organe de masini (simple si complexe) utilizat la transmiterea miscarii si energiei mecanice prin transformarea miscarii de rotatie a cuplului.

Dupa modul cum se realizeaza transformarea (calitativa si/sau cantitativa) miscarii rotatie, avem transmisii

- reducatoare de turatie (cuplu se amplifica)

- amplificatoare de turatie (cuplu se micsoreaza)

In figura 1.1 se prezinta o varianta constructiva a transmisiei mecanice ce are in compunere

Analiza tehnico - economica a TM

Transmisia prin curele transmite energie mecanica de la roata conducatoare 1 la una sau mai multe roti conduse 2 prin intermediul unui element flexibil fara sfarsit 3a sau 3b. Transmiterea miscarii se face prin frecarea cu alunecare (TCT) ce ia nastere intre fetele laterale ale curelei trapezoidale si canal, si prin forma (TCD), fara frecare, prin angrenarea succesiva a dintilor rotilor de curea cu dintii curelei. Transmisiile prin curele trapezoidale se mai numesc si asincrone (raport de transmisie variabil), iar cele prin curele dintate se mai numesc si sincrone (raport de transmitere constant).

Utilizarea transmisiilor prin curele prezinta numeroase avantaje tehnice si economice care puse in balanta cu dezavantajele plaseaza transmisiile prin curele in categoria produselor competitive.

Reductoare cu roti dintate cu axe fixe sunt mecanisme organizate ca ansambluri independente, cu raport de transmitere constant, realizat in carcase inchise si etanse, destinate reducerii turatiei concomitent cu amplificarea cuplului transmis.

Reductoarele au in compunere angrenaje cilindrice, conice si melcate, montate in serie sau in paralel, formand astfel treptele de reducere. Rotile dintate sunt montate fix pe arbori, iar arborii se sprijina pe rulmentii montati in carcasa. Etansarea dintre arborii de intrare-iesire si carcasa se realizeaza cu ajutorul sistemelor de etansare specifice arborilor rotitori.

Dimensiunile rotilor dintate, tehnologia de realizare a semifabricatelor, tratamentul termic aplicat, seria de fabricatie sunt factori ce determina constructia rotilor dintate, urmarindu-se evident o fabricare economica.

Carcasele reductoarelor se executa in constructie turnata sau sudata, in functie de marimea seriei de fabricatie. La fabricatia de serie mare carcasa se executa prin turnare, dupa care se prelucreaza prin aschiere pe masini-unelte. Metoda conduce la micsorarea consumului de material si manopera, la cresterea preciziei de executie si a sigurantei de functionare prin eliminarea sudurilor. Pentru a usura montarea si demontarea reductoarelor, carcasele se executa din mai multe parti in functie de pozitia arborilor (2 bucati pentru arbori orizontali, iar pentru cei in plan vertical numarul de bucati e dat de numarul treptelor de reducere). Domeniile de utilizare a reductoarelor fiind multiple s-a recurs la tipizarea elementelor componente de uz general.

Figura 2.1 prezinta diferitele variante constructive ale reductoarelor cu axe fixe:

Reductoarele planetare au la baza mecanisme planetare (cu elemente cu axe fixe - care se rotesc fata de 2 axe, axa proprie si axa fixa). Rotile cu axe fixe sunt: roata centrala rotitoare 1 si coroana dintata la interior fixa 3, iar cele cu axe mobile sunt satelitii 2 montati pe bratul portsatelit 4 asa ca in figura 2.2:

Reductoarele planetare au o larga utilizare in tehnica actionarilor, fiind caracterizate prin gabarit mic, randament bun, posibilitati cinematice remarcabile, transmitere de puteri intr-o gama mare, siguranta mare, intretinere usoara, posibilitatea de a fi folosite ca subansambluri independente sau integrate. Aceste reductoare se construiesc intr-o gama mare de tipodimensiuni, cu 1,2 sau 3 trepte de catre firme specializate.

Reductoarele planetare implica o tehnologie de executie si montaj de mare precizie ce duce la costuri mai mari compensate de cele mai multe ori de avantajele prezentate.

Reductoarele armonice fac parte dintr-o noua clasa de transmisii mecanice aparute dupa 1960 - transmisii armonice. Reductoarele armonice au constructia cea mai compacta, una sau doua trepte de reducere, rapoartele de transmitere mari, transmit puteri mici, randament relativ mic, siguranta mare in functionare, iar tehnologia de executie si montaj pretentioasa cu fabricare centralizata in firme specializate.

Toate reductoarele prezentate au principalii parametrii constructivi si functionali standardizati. Alegerea reductorului se face in functie de:

tipul reductorului

puterea transmisa

turatia la arborele de intrare si de iesire

raportul de transmitere

caracteristici functionale ale masinii motoare si de lucru

Ideea de produs nou se creeaza continuu in sfera proceselor industriale si a servicilor. Ideile de produse noi pot aparea din cele mai variate surse. Aceste surse se impart in 3 categorii:

surse interne

din interiorul firmei in general de la compartimentul de cercetare-dezvoltare dar si de la alte compartimente

departamentul de productie (din utilizarea la maximum a capacitatilor de productie)

compartimentul responsabil de aspect si ergonomie

de la marketing

de la gestiunea firmei

de la diversi angajati.

surse externe

consumatori

distribuitori sau detailisti

furnizori

concurenta (produsul poate fi copiat)

universitati

agentii de sondaj si marketing

alte surse

asaltul de idei

ideile se strang intr-o sedinta fulger de la reprezentanti ai diverselor niveluri de angajati

se selecteaza mai tarziu de catre departamentul de specialitate

Posibilele produse noi se clasifica in:

grupa 1: inlocuitori ai produselor existente;

grupa 2: completari pentru extinderea gamei

grupa 3: produse noi, in afara gamei extinse de produse

grupa 4: produse noi, destinate vanzarii pe piete noi

Tabelul 2.1 infatiseaza in prima coloana sursele de idei noi, iar pe urmatoarele coloane grupele de produse si frecventa cu care diferitele grupe de produse sunt indicate de surse. Parametrul ponderea grupei P_i (i=1.4) a fost definit prin raportul dintre numarul de nominalizari a unei grupe si numarul surselor.

Se vor alege ideile privitoare la grupa 1 deoarece ele au ponderea cea mai mare in ordinea frecventelor. Acestea vor fi supuse unei selectii in vederea eliminarii variantelor ce nu intrunesc cerintele impuse de resursele materiale, umane si financiare, cerintele pietei si cele ale rentabilitatii.

Selectarea ideilor se face tabelar, utilizand o metoda de evaluare ca cea din tabelul 2.2. Prima coloana cuprinde criterii de fezabilitate tehnica, de marketing si de rentabilitate hotaratoare in producerea si comercializarea produsului. A doua coloana cuprinde valoarea acordata fiecarui criteriu (max 10 puncte), in functie de importanta. In a treia coloana se evalueaza numeric, pe scara de evaluare, fiecare criteriu cu notele de la 1 la 10. Apoi pe ultima coloana e inscrisa evaluarea globala a potentialului firmei ( suma produselor xy). Suma punctelor de importanta a criteriilor este 10, iar nivelul minim de acceptare al idei este 75 de puncte. Evaluarea se va face pentru fiecare idee in parte.

TM ca produs nou si etapele realizarii unui produs nou

Odata cu diversificarea nevoilor consumatorilor, a tehnologiei moderne si a concurentei, crearea de produse din ce in ce mai perfectionate devine vitala pentru orice firma sau intreprindere. Aspectul principal care conteaza la definirea produsului nou este intelegerea sa ca produs original, imbunatatit si/sau modificat, sau ca marca noua pe care firma sau intreprinderea o realizeaza prin efortul compartimentului propriu de cercetate-dezvoltare.

Produsul de baza (transmisia mecanica) proiectat trebuie sa aiba o utilitate corespunzatoare, nu atat prin masa de material organizata ci, mai ales, prin setul de satisfactii pe care le ofera consumatorului. Pentru aceasta, procesele de planificare si executie a conceptului trebuie sa se realizeze in stransa legatura cu preferintele cumparatorului. Astfel, la realizarea unui produs trebuie sa se urmareasca stabilirea unui raport optim intre valoarea de intrebuintare sau utilitatea produsului si costurile de productie directe si indirecte generate. Etapele prin care aceasta realizare ar trebui sa treaca sunt urmatoarele:

Figura urmatoare infatiseaza elementele competitivitatii:

produsul va avea o mare utilitate prin setul de satisfactii pe care le ofera T proiectul va avea la baza preferintele cumparatorului

ingineria valorii ne arata cum se stabileste un raport optim intre valoarea de intrebuintare si costul de productie

totul va conduce la maximizarea cererii si profit.

se iau in considerare situatiile de criza (a materiei prime, cresterea costului energiei, scaderea calitatii mediului)

succesiunea fazelor, incadrarea individuala si secventiala corecta este un succes pentru realizarea proiectului.

Stabilirea rapoartelor de transmitere

Analizand schema cinematica si functionala se observa ca parametrii principali cinematici sunt rapoarte de transmitere dintre rotile de curea si rotile dintate.

Rapoartele de transmitere se stabilesc printr-un calcul tehnic si economic de optimizare. Nefiind cunoscuta turatia masini-motoare (in cazul nostru motor electric), se va pleca din start cu un numar de variante j=1, 2 sau 3, numerele de variante coincizand cu turatiile de mers in gol ale motoarelor electrice.

Se folosesc motoare electrice asincrone trifazate, la care turatiile de sincronism (turatia de mers in gol) au urmatoarele valori:

pentru  j = 1 n_{ME 1} = 750 rot/min

pentru   j = 2 n_{ME 2} = 1000 rot/min

pentru   j = 3 n_{ME 3} = 1500 rot/min

4.1. Calculul raportului de transmitere total

pentru

pentru

pentru

Stabilirea raportului de transmitere pentru curele 1,25 i_c

Din STAS 6012-82 alegem preliminar raportul de transmitere dintre rotile de curea

ca fiind i_c = 1,6

Calculul raportului de transmitere la reductor

pentru j = 1 

pentru j = 2 

pentru j = 3 

Se standardizeaza raportul de transmitere al reductorului la cea mai apropiata valoare din STAS 6012-82.

pentru j = 1

pentru j = 2

pentru j = 3

Se verifica conditia  i_Rj - i_c

4.4. Alegerea tipului de reductor (nr. trepte)

Daca

i_Rj T reductor cu o treapta I (z₁,z₂) - i₁₂

i_Rj > T reductor cu 2 trepte I (z₁,z₂) - i₁₂ ; II (z₃,z₄) - i₃₄

In cazul unei singure trepte, raportul de transmitere al reductorului se va nota cu raportul de transmitere dintre cele doua roti.

i_Rj = i_12j

Pentru reductorul in doua trepte, raportul i_Rj se transforma in produsul rapoartelor pe cele doua trepte:

i_Rj = (i₁₂ x i₃₄) j

Pentru cazul concret al proiectului avem:

pentru j = 1 reductor intr-o treapta (i₁₂)₁ = 2,5

pentru j = 2 reductor intr-o treapta (i₁₂)₂ = 3,55

pentru j = 3 reductor intr-o treapta (i₁₂)₃ = 5

Calculul volumului rotilor de curea

V_RC = k₁ (1 + ) = 10^-3 (1 + 1,6²) = 3,56 10^-3 m³

k₁ = 10^-3 [m³]

Materialele din care se executa rotile de curea sunt urmatoarele: otel, fonta, aliaje de aluminiu. Din analiza tehnica, procedeelor de prelucrare, economica si a fortelor posibile pe care rotile de curea le pot introduce in arborele de intrare prin greutate proprie, aleg pentru executia acestora otelul.

Masa rotilor de curea este data de relatia :

unde r = material ales r_OL= 7850 kg/m

M = 7850 kg/m 10^-3 m= 27,946 kg

Costul materialului rotilor de curea, se determina cu relatia :

C_mRC = M_RC C_m

unde :

C_mRC = costul materialului rotii de curea

M_RC = masa rotii de curea

C_m  = costul specific al materialului = C_mOL = 1,5 u.m/kg

Calculul volumului, masei si costurilor rotilor dintate

pentru j = 1 reductor intr-o treapta

unde ; k

pentru j = 2 reductor cu o treapta

unde ; k

pentru j = 3 reductor cu o treapta

unde ; k

Rotile dintate se executa din otel turnat OT 40 cu r=7850 kg/m³.

Masa rotilor dintate:

pentru j = 1  M_RD1 = r_OT V_a1 T M_RD1 = 7850 10^-3 kg= 11,38 kg

pentru j = 2  M_RD2 = r_OT V_a2 T M_RD2 = 7850 10^-3 kg= 21,35 kg

pentru j = 3  M_RD3 = r_OT V_a3 T M_RD3 = 7850 10^-3 kg= 40,82 kg

Costurile materialului rotilor dintate se calculeaza dupa formula :

C_mRDj = M_RDj C_m

pentru j = 1  C_mRD1 = M_RD1 C_m = 11,38 1,5 = 17,070 u.m

pentru j = 2  C_mRD2 = M_RD2 C_m = 21,35 1,5 = 32,025 u.m

pentru j = 3  C_mRD3 = M_RD3 C_m = 40,82 1,5 = 61,230 u.m

unde C_m= C_mOT =1,5.

Tabelul 4.1 prezinta sintetizat alegerea variantei optime sub aspectul rapoartelor de transmisie:

Alegerea motorului electric si calculul pretului de productie

Calculul puterii necesare la motorul electric

Calculul puterii se determina din conditia ca suma puterilor utile si a celor pierdute prin frecare sa fie decat puterea necesara la motorul electric.

Puterea pierduta prin frecare in cuplele cinematice cu frecare se cuantifica prin randamentul total al transmisiei. In functie de schema functionala pentru cele trei variante, puterea necesara la motorul electric se determina cu relatia:

unde:

P_ML = puterea la masina de lucru

h_j = randamentul total al transmisiei mecanice

h_TCj = randamentul transmisiei prin curele (0,995)

h_aj = randamentul unui angrenaj cilindric (0,98)

m = numarul de angrenaje

h_r = randamentul unei perechi de rulmenti (0,99)

n = numarul de perechi de rulmenti

j =1,2,3 reductor cu o treapta m =1, n =2

Randamentul total este :

h (pentru j=1,2,3)

Puterea motorului electric:

pentru j = 1,2,3 KW

Stabilirea caracteristicilor motorului electric

Se folosesc motoare electrice asincrone trifazate la care caracteristicile functionale si de legatura sunt reglementate prin cataloage de firma sau standarde nationale.

Turatia motorului electric se face in functie de turatia de mers in gol si turatia de calcul necesara, respectandu-se relatia :

unde:

c_s = coeficient de suprasarcina ce ia in considerare cresterile accidentale ale puterii

P_ME = puterea motorului electric

P_cnec = puterea de calcul necesara

Pentru proiect se ia valoarea c_s = 1,25 (caracteristica de functionare a masinii antrenate = socuri puternice)

pentru j = 1,2,3 P_{ME 1,2} P_nec1,2 = 1,25 29,3 = 36,625 KW

Cu datele pregatitoare se aleg motoarele electrice conform catalogului UM-B-SA-2000 (Anexa1)

Tabelul 5.1

Vom alege motorul electric ASU 200 L-2.

5.3. Calculul puterii pierdute in motorul electric

Datorita constructiei motorului electric si a prezentei cuplelor de frecare, in motorul electric se pierde o anumita cantitate de energie, care este data de relatia :

[KW]

pentru j = 1,2 KW

Calculul puterii pierdute in transmisia mecanica

Puterea pierduta prin frecare in transmisia mecanica se calculeaza astfel:

[KW]

pentru j = 1,2,3 KW

Calculul cheltuielilor nerecuperabile

Puterea pierduta in motorul electric si puterea pierduta in transmisia mecanica reprezinta, din punct de vedere economic, pierderi care se contabilizeaza la capitolul cheltuieli nerecuperabile. Totalul cheltuielilor nerecuperabile se calculeaza cu relatia:

[u.m.]

unde:

c_EE = costul unitar al energiei electrice [u.m./KWh]

L_h = durabilitatea TM (L_h = 17.000 ore)

de unde:

pentru j = 1,2,3 C_{p 1,2,3} = (3,217 + 1,3) 17.000 =3685,8 u.m

Pretul de achizitie al motorului electric

Pretul de achizitie al motorului electric se calculeaza folosind metoda globala, pretul specific de vanzare si masa produsului. Pretul specific pentru ME este:

[u.m.]

unde P_0ME este pretul unitar al ME in [u.m./kg]

pentru j = 1 P_0ME = 4,24 u.m / kg

pentru j = 2 P_0ME = 3,07 u.m. / kg

pentru j = 3 P_0ME = 2,15 u.m. / kg

pentru j = 1 T P_ME = P_0ME M_ME = 4,24 530 = 2247,2 u.m.

pentru j = 2 T P_ME = P_OME M_ME = 3,07 430 = 1320,1 u.m.

pentru j = 3 T P_ME = P_OME M_ME = 2,15 300 = 645 u.m.

Cheltuielile totale, efectuate cu ocazia achizitionarii motorului electric si cele datorate puterii pierdute prin frecare sunt:

[u.m.]

Tabelul 5.2

Alegerea variantei de proiectare

Din tabelul 4.1 si 5.2. unde au fost trecute costurile materiale de executie pentru roti, respectiv costurile cu achizitia ME si a cheltuielilor cu puterea pierduta prin frecare se va alege varianta optima de proiectare. Aceasta va corespunde situatiei in care aceste costuri cumulate sunt minime:

pt. j=1 Ctot/_j=1 = 41,919 + 17,070 + 5933,0 = 5991,989 u.m

pt. j=2 Ctot/_j=2 = 41,919 + 32,025 + 5005,9 = 5079,844 u.m

pt. j=3 Ctot/_j=3 = 41,919 + 61,230 + 4330,8 = 4433.949 u.m

In baza datelor obtinute, varianta cu costul cel mai mic este pentru j = 3. In urma alegerii se vor preciza urmatorii parametrii de proiectare:

Turatia motorului de mers in gol: n_ME=1500 r.p.m.

Turatia motorului de mers in sarcina: n_I=1470 r.p.m.

Puterea ME: P_ME=37 KW

Tipul ME: ASU 200 L-2

Puterea de calcul necesara: P_cnec=36,625 KW

Raportul de transmitere partiala a transmisiei: i_c=1,6

Raportul de transmitere al reductorului: i₁₂=5

Tipul reductorului si numarul de trepte: reductor cilindric cu o treapta de reducere

Cotele de legatura si gabarit ale ME (Anexa 1):

Tabelul 6.1

Schema functional-cinematica a transmisiei mecanice este redata in continuare.Se folosesc urmatoarele notatii in desenul urmator:

ME - motorul electric

I,II,III,IV - arborii

TCD - transmisia prin curele dintate caracterizata de diametrele primitive ale rotilor de curea.

C - cuplaj

ML - masina de lucru

Calculul cinematic si energetic al TM

Pe baza schemei cinematice si a datelor precizate la punctul 6 se determina turatiile, puterile si momentele de rasucire pentru fiecare arbore.

7.1. Calculul turatiilor

Turatia la arborele 1 :

[r.p.m]

Turatia la arborele 2 :

[r.p.m]

Turatia la arborele 3 :

[r.p.m]

Turatia la arborele 4 este egala cu turatia arborelui 3 deoarece avem un reductor cu o singura treapta:

[r.p.m]

7.2. Calculul puterilor

Puterile pe fiecare arbore se determina cu luarea in considerare a randamentelor cuplelor de frecare, continute de transmisia mecanica

Puterea arborelui I

[KW]

Puterea arborelui II

[KW]

Puterea arborelui III

[KW]

Puterea arborelui IV este egala cu puterea la arborele III deoarece avem un reductor cu o singura treapta de reducere:

[KW]

7.3. Calculul momentelor de rasucire

Cunascand puterea si turatia la fiecare arbore se determina momentul cu relatia:

[Nmm]

Pentru momentul de rasucire I :

[Nmm]

Pentru momentul de rasucire II :

[Nmm]

Pentru momentul de rasucire III :

[Nmm]

Pentru momentul de rasucire IV : acelasi cu momentul de rasucire III

[Nmm]

Predimensionarea arborilor

Diametrele capetelor de arbore se determina din conditia de rezistenta la rasucire. Valorile admisibile se vor micsora, prin aceasta luandu-se in considerare si rezistenta la incovoiere. Relatia de calcul este:

unde : t_at = 20 MP_a

d_I-diametrul capatului de arbore al ME ce este inscris in specificatile tehnice ale ME ales din catalogul UMB SA 2000

d_I =D=55 (m6) [mm]

Alegerea dimensiunilor capetelor arborilor

Aceste dimensiuni sunt date prin standard pentru a se asigura interschimbabilitatea. Alegerea acestor dimensiuni se face in functie de momentul transmis de arbore din STAS 8724/2-74 si 8724/3-74 (Anexa 2).

Tabelul 7.1

Proiectarea transmisiei prin curele dintate

Date de proiectare

Puterea de calcul la arborele motor

P_c = 36,625 KW

Turatia rotii conducatoare

n_I = 1470 r.p.m

Raportul de transmitere

i_c = 1,6

Alegerea tipului de curea

Se face in functie de turatia rotii mici (n ) si de puterea de calcul (P_c

Din diagrama rezulta curea dintata de tipul XH (Anexa 3).

Cu ajutorul curelei determinate se aleg pasul si elementele geometrice ale sectiunii curelei.

Tabelul 8.1

Alegerea numarului de dinti

In functie de z_1min se alege numarul de dinti pentru roata mica de curea (z >z_1min

z_1min (XH) = 18

Se alege z

Numarul de dinti al rotii mari de curea

z * = i_c z

Se alege z numar intreg.

Calculul diametrelor primitive ale rotilor de curea

Stabilirea distantei dintre axe

Se adopta urmatoarea relatie, deoarece distanta dintre axe nu se impune prin tema de

proiectare.

Adopt: A = 540 mm

Calculul lungimii preliminare a curelei

Calculul numarului intreg de pasi

Valoarea calculata se standardizeaza la una din valorile cele mai apropiate care sunt

tabelate.

n_p = 80

Recalcularea lungimii curelei

mm

Recalcularea distantei dintre axe

mm

mm

Verificare

Calculul unghiului dintre ramurile curelei

Unghiurile de infasurare pe roata motoare si roata condusa

Verificarea numarului de dinti din angrenare

Puterea nominala transmisa de o curea lata de 1 inch

P_o- se alege din STAS (Anexa 3) in functie de diametrul primitiv al rotii motoare, turatia n₁ si raportul de transmitere i_c

P_o = 9,8 KW

Calculul latimii curelei

P_c - puterea de calcul

k_b - coeficientul de latime pentru curele cu latimea mai mare de 1 inch

k_z - coeficientul numarului de dinti in angrenare

deoarece

inch  mm

Se alege mm

8.15 Forta de pretensionare a curelei

In functie de latimea curelei si pas se alege din tabel N

N

Proiectarea rotilor de curea

Principalele elemente geometrice sunt urmatoarele:

Calculul pretului de achizitie al TCD

Volumul rotilor de curea este:

m³ pentru roata 1

m³ pentru roata 2

Masa rotilor de curea este:

kg

kg

kg

Masa curelei dintate se calculeaza cu relatia:

kg

Costul rotilor de curea este:

u.m

unde p_0RCT = pret unitar specific al materialului =c_mOLalit=1,5 u.m/kg

Costul de semifabricat al rotilor de curea

u.m

Costul rotilor de curea ca produs finit este:

u.m

Pretul curelei dintate se calculeaza astfel:

u.m

unde p_0CT- pretul specific al curelei trapezoidale=8 u.m/k.g

Pretul unitar de achizitie a transmisiei prin curele este:

u.m.

Schema constructiva a rotilor de curea este:

Alegerea reductorului si calculul pretului de productie

Alegerea reductorului se face in functie de puterea efectiva transmisa de reductor P_ef

P_ef = K_A K_D P_E P_IN (P_N)

unde :

K_A (C_s) = factorul de utilizare = 1,5

K_D = factorul duratei de functionare = 1

P_E  = puterea la arbore de iesire (dupa SC Neptun Romania)

i_N=5

Cu datele de mai sus se alege reductorul din catalogul de reductoare al firmei SC Neptun Romania (Anexa 4). Se vor preciza urmatorii parametrii:

Puterea nominala de transmis P_N = 105 KW

Tipul reductorului : reductor cilindric cu o treapta de reducere 1H-B

Marimea reductorului : A=200 mm

Puterea la limita termica P_G=P_T1=60 KW

Masa reductorului M_R=250 kg

Cantitaea de ulei necesara ungerii q_u = 18 l

Dimensiunile de gabarit si legatura :

este verificata aceasta conditie P_N = 105 KW

Puterea termica P_T1 = 60 KW (Anexa 4).

Deoarece P_E<P_T1*K_T1, adica 58,6<60 T reductorul va fi fara racire suplimentara  Pretul unitar de achizitie al reductorului este:

u.m

unde p_0R= pretul unitar specific = 2 u.m/kg

Pretul de achizitie al lubrifiantului de ungere este:

u.m

unde p_0u= pretul unital al uleiului=4 u.m/l

Pretul total de achizitie al reductorului este:

u.m

Proiectarea angrenajului folosind carcasa standardizata

Calculul de proiectare al unui angrenaj cilindic cu dinti inclinati se efectueaza pe baza metodologiei de calcul cuprinsa in STAS 12 268-84 si STAS 12 223-84

Modulul si numarul de dinti pentru pinion se stabilesc constructiv, cu ajutorul diametrului capatului de arbore de intrare (d_caI), astfel incat sa fie respectata conditia:

d_I 1,5 d_caII

unde d₁ = diametrul de divizare al pinionului,

[mm]

unde z₁ = 17 ales din tabel si °

Valoarea se standardizeaza superior conform STAS 822-82 T

mm

Cunoscand modulul standardizat m si numarul de dinti ai pinionului z₁ se pot calcula elementele geometrice ale angrenajului cilindric( a se vedea figura din Anexa 5):

1. Numarul de dinti ai rotii dintate

cu conditia ca z₁ sa nu divida pe z₂. Rezulta z₂ = 83

2. Distanta de referinta intre axe

mm

Se alege distanta intre axe

Se respecta conditia , deci nu se impune nici recalcularea modulului nici recalcularea distantei dintre axe.

3. Verificarea abaterii raportului de transmisie

4. Calculul deplasarilor specifice ale danturii

Unghiul profilului danturii in planul frontal:

Unghiul de rostogolire frontal

Suma deplasarilor specifice ale danturii rotilor in plan normal:

Din diagrama . Diagrama se gaseste in Anexa 5.

5. Elementele geometrice ale angrenajului

Modulul frontal

Diametrele de divizare

Diametrele de baza

mm

mm

Diametrele de rostogolire:

mm

mm

Diametrele de picior:

mm

Diametrele de cap:

mm

mm

Verificarea jocului radial:

Unghiul de presiune la capatul dintelui in plan frontal:

Arcul dintelui pe cercul de cap in plan frontal:

Latimea danturii

La roata dintata: mm

La pinion: mm

Gradul de acoperire total:

T angrenaj cu precizie mica

Calculul fortelor din angrenaj

Valoarea fortei normale se obtine din componentele in care se descompune in punctul de rostogolire C numit polul angrenarii: o forta tangentiala, una radiala si alta axiala.

Intrucat pierderile din angrenaj sunt mici se neglijeaza influenta lor. In consecinta fortele din angrenaj care actioneaza asupra celor doua roti sunt egale si de sens contrar.

Pentru calculul fortelor se considera cunoascute elementele geometrice ale angrenajului si momentul de rasucire de transmis al rotii conducatoare:

Fortele tangentiale : N

Fortele radiale : N

Fortele axiale : N

Forta normala pe flancul dintelui : N

Fortele in agrenajul cilindric cu dinti inclinati sunt reprezentate mai jos:

Alegerea rulmentilor, a penelor paralele, a sistemelor de etansare si a elementelor constructive

a.     Alegerea rulmentilor

Alegerea tipului de rulment este un compromis intre cerintele functionale apreciate a fi de importanta majora. In functie de natura si marimea fortelor introduse de angrenaje si elementele flexibile montate pe arbori, de turatia de functionare, de abaterile de la coaxialitate si rotirile in reazeme, de temperatura de functionare, etc. se pot alege urmaatoarele tipuri de rulmenti :

Rulmenti radiali - aplicatii cu sarcini radiale mici sau medii

Rulmenti radiali cu cale adanca de rulare - aplicatii cu forte radiale mari si forte axiale mici. Daca forta axiala este de acelasi ordin de marime cu forta radiala se folosesc rulmenti radiali-axiali cu bile.

Rulmenti radiali-axiali cu role conice - in cazul cand raportul dintre forta axiala si cea radiala se apropie de unitate sau este supraunitar

In cazul de fata vom folosi rulmenti radiali cu bile. Marimea rulmentului se alege in functie de diamtrul fusului (d_fus) pe care se monteaza. Acesta se stabileste constructiv in functie de diametrul capatului de arbore (d_ca) astfel:

d^*_fus=d_ca + (8.15)mm =48+8=56

Valoarea obtinuta trebuie sa fie rotunjita la un numar care este multiplu intreg de 5, astfel diametrul fusului coincide cu diametrul alezajului rulmentului :

d_fus= d =55

Astfel se alege urmatorul tip de rulmenti :

Rulmenti radiali cu bile cu cale adanca de rulare 6011 ( STAS 6846-80), alesi din Anexa 6:

b.     Alegerea sistemului de etansare

Un sistem de etansare corespunzator asigura o durata de functionare normala a rulmentilor prin protejarea acestora impotriva patrunderii unor impuritati (praf, particule de metal, umiditate, acizi) si prin mentinerea lubrifiantului in lagar.

Pentru reductoarele de uz general, in majoritatea cazurilor, se utilizeaza mansetele de rotatie (simeringuri). Acestea fac parte din categoria etansarilor de protectie profilate si au in compunere elemente din materiale moi (cauciuc), care vin in contact cu suprafata arborelui aflat in miscare de rotatie. Etansarea se realizeaza prin apasarea exercitata pe suprafata arborelui prin arc.

Alegerea mansetelor de rotatie se face in functie de diametrul fusului si marimea locasului din carcasa. Diametrul arborelui pe care lucreaza simeringul (d_s) se determina in functie de diamtrul fusului astfel :

d_s = d_fus - (2..5) mm = 55-3 = 52 mm

Se va alege urmatoarea categorie de simeringuri : Manseta de rotatie A52x68 STAS 7950/2-72. (Anexa 7a)

c.      Alegerea si verificarea asamblarilor dintre arbori si elementele montate pe arbori

Asamblarea rotilor de curea si a cuplajelor pe arborii transmisiei mecanice se realizeaza prin pene paralele. Tipodimensiunile acestora sunt standardizate si geometria lor se alege in functie de diametrul arborelui si de lungimea butucului rotii de curea sau cuplaj care se monteaza pe arbore. Se va alege urmatorul tip de pene paralele : Pana paralela tip A-14x9x60 STAS 1004-81.(Anexa 7b,7c)

Verificarea penelor consta in determinarea tensiunilor efective de strivire (presiunea de contact dintre suprafete - s_s) si forfecare (t_f) si compararea acestora cu cele admisibile (s_as t_af

unde l_c=l-b=60-14=46

d.     Alegerea elementelor constructive (suruburi, saibe, capace, casete)

Alegerea celorlalte elemente constructive se va face conform Anexei 7 (d,e,f,g,h).

Elementele constructive au fost alese si se gasesc in tabelul de componenta al desenului de executie.

Calculul reactiunilor si construirea diagramelor de momente

Cunoscand fortele introduse pe arbore de rotile dintate si de curea (incarcarea arborelui) si cotele prin care se stabileste pozitia acestora fata de reazeme, se pot determina reactiunile.

Fortele se descompun in doua plane : orizontal si vertical. Transmisia prin curele trapezoidale introduce pe capatul arborelui de intrare reactiunea S_a (2660 N), iar angrenajul introduce asupra arborelui forta radiala F_r (3524,444 N), axiala F_a (1942,521 N) si tangentiala F_t (11016,982 N). Reactiunile se determina din ecuatiile de echilibru de momente de inconvoiere scrise fata de punctele de reazem considerate (fig. 13.1)

unde a,b,c au fost determinate cu ajutorul desenului de executie al reductorului astfel:

a=110 mm ; b=105 mm ; f=120 mm; mm

Unghiul dintre ramurile curelei este calculat in capitolele anterioare.

Pentru calcului S_AX si S_AY vom considera unghiul s

Din aceste relatii rezulta :

N

N

N

Reactiunile rezultante radiale din reazeme se calculeaza astfel :

N

N

Cu ajutorul fortelor determinate se realizeaza trasarea diagramelor momentelor de incovoiere si de rasucire :

Nm

Nm

Nm

Verificarea rulmentilor

Pentru determinarea capacitatii efective de incarcare si durabilitatii maxime avem nevoie sa determinam forta dinamica echivalenta:

Forta axiala este constanta: N

Fortele radiale rezultante au fost determinate in capitolul anterior:

N

N

Consideram ca inelul se invarteste in interior deci V=1.

Coeficientii X si Y se aleg in functie de raportul: , unde consideram i=1 iar C

este capacitatea statica de incarcare data de catalogul de rulmenti: C = 17300 N.

Vom alege deci:

N

N

deoarece forta axiala in punctul B este 0, doar rulmentul condus preluand forta axiala.

Pentru calcul se va alege valoarea maxima din cele doua de mai sus:

N

Durabilitatea L exprimata in milioane de rotatii este:

unde p=3 pentru bile si C=capacitatea dinamica de incarcare=22 kN.

Capacitatea efectiva de incarcare se determina din :

iar durabilitatea exprimata in ore de functionare este :

ore

Pentru reductoarele de uz general se recomanda L_hrec=8000 ore. Cum L_h < L_hrec se impune alegerea unui rulment de serie mai mare.

Verificarea arborelui de intrare in reductor la solicitari compuse si oboseala

Verificarea la solicitari compuse se va face tinand seama de variatia in timp a momentelor de incovoiere si rasucire. Pentru determinarea tensiunii echivalente este necesara cunoasterea momentului echivalent. Pentru determinarea acestuia se va calcula mai intai momentul de incovoiere total din sectiunea 1:

Momentele M_ix si M_iy din sectiunea 1 se determina astfel:

Nm

Nm

Deci momentul total este:

Nm

Expresia momentului echivalent in sectiunea 1 este:

Nm

unde M_t- momentul de rasucire transmis de sectiunea 1; a-coeficient ce ia in considerare variatia diferita in timp a tensiunilor de incovoiere si rasucire.

unde s_aIII-tensiunea admisibila la incovoiere pentru ciclu simetric(185 N/mm²); s_aII-tensiunea admisibila la incovoiere pentru ciclu alternant pulsatoriu(275 N/mm²).

Tensiunea echivalenta in sectiunea 1 se determina cu relatia:

unde W_z este modul de rezistenta la incovoiere al sectiunii 1 si este egal cu:

Verificarea la solicitari variabile consta in determinarea coeficientului de siguranta global c dupa metoda Sodenberg. In acest scop se vor calcula mai intai valorile coeficientilor de siguranta la incovoiere c_s

si la rasucire c_t

unde :

b_ks b_kt =1,35 coeficientii concentratorului de tensiune pentru salt de diametru r/d=0,10

e-coeficientul de dimensiune (pentru otel aliat fara concentrari si pentru rasucire = 0,78)

g-coeficientul de calitate a suprafetei (pentru rectificare = 0,93)

s_v t_v-amplitudinea ciclului de solicitate la incovoiere

s_m t_m-tensiunea medie de solicitare

s t -tensiunea la oboseala pentru ciclu simetric-se calculeaza cu urmatoarele formule pentru oteluri aliate

MPa

MPa

Arborele se executa din otel aliat 13CN35 cu urmatoarele caracteristici s_r =1130 Mpa

s_c=930 Mpa, iar t_c se calculeaza astfel:

MPa

Se tine cont de faptul ca in majoritatea aplicatiilor momentele de incovoiere din arborii transmisiilor mecanice sunt constante in timp, iar tensiunile variaza dupa ciclu simetric si momentele de rasucire dupa ciclu pulsator, deci si tensiunea de rasucire dupa un ciclu pulsator. In aceasta situatie apar urmatoarele simplificari:

MPa si

Mpa si MPa

unde .

In concluzie coeficientul de siguranta global se determina astfel:

unde c_a-coeficient de siguranta admisibil (1,3.1,5).

Valorile folosite in acest capitol au fost luate din Anexa 8a si 8b.

Alegerea cuplajelor permanente

Marimea cuplajului se alege in functie de momentul de rasucire nominal, luand in considerare regimul de lucru al masinii motoare si de lucru prin coeficientul de serviciu

c_s =1,95 (functionare uniforma, socuri moderate si suprasarcini relativ mari de scurta durata):

Se alege un cuplaj elastic cu bolturi cu urmatoarea schema constructiva si caracteristici :

Pretul de achizitie al cuplajului elastic cu bolturi este :

u.m

unde p_0CEB= 4 um/kg.

Un cuplaj elastic cu bolturi este prezentat in Anexa 9.

Intocmirea devizului

Mecanismul formarii pretului bazat pe costuri are ca baza de plecare organigrama de personal si organigrama cu principalele faze ce concura la realizarea produsului evidentiate in urmatoarele figuri.

Organigrama de personal cu numarul de persoane din fiecare compartiment si salariul de incadrare pentru fiecare salariat este sintatizata de tabelul urmator:

Principalele locuri generatoare de costuri in cadrul firmei se pot observa in figura de mai jos. Costurile de productie sunt formate din:

Costurile directe pe produs

Costurile indirecte ale sectiei de productie si costurile generale ale intreprinderii

Cheltuieli de desfacere

Dobanzi aferente imprumuturilor

Repartizarea costurilor indirecte necesita o baza de raportare, care se poate constitui din

Salariile ca element al costurilor directe

Consumul de materii prime

Orele de functionare ale utilajelor

Total costuri directe

Alti factori

Costul direct, costul indirect si costul total, folosind calcule pe articole/produs se obtin cu ajutorul tabelului urmator care permite si calcularea pretului de productie:

Salariile directe SD se calculeaza per produs astfel

u.m

Contributiile la salarii sunt formate din:

u.m

u.m

u.m

u.m

u.m

Costul energiei electrice este:

u.m

Costurile comune sectiei sunt:

u.m

Costurile generale ale firmei sunt:

u.m

Alte costuri directe reprezinta 20% din suma celorlalte costuri directe, iar costurile indirecte altele decat cele precizare sunt 20% din costurile directe.

Profitul se calculeaza cu formula:

u.m

ANEXA 1

ANEXA 2

ANEXA 3

ANEXA 4

ANEXA 5

ANEXA 6

ANEXA 7 a

ANEXA 7 b

ANEXA 7 c

ANEXA 7 d

ANEXA 7 e

ANEXA 7 f

ANEXA 7 g

ANEXA 7 h

ANEXA 8 a

ANEXA 8 b

ANEXA 9