Cuprins
- Date tehnice
- Introducere
- 1. Calculul cinematic al transmisiei
- 1.1 Alegerea motorului electric
- 1.2 Precizarea raportului de transmitere
- 1.3 Stabilirea turaţiilor şi a momentelor de torsiune pe arbori
- 2. Calculul primei trepte
- 2.1 Alegerea durităţii şi prelucrarea termică a roţii dinţate
- 2.2 Stabilirea tensiunii admisibile la contact
- 2.3 Stabilirea tensiunii admisibile la încovoiere
- 2.4 Calcule de proiectare
- 2.4.1 Distanţa interaxială
- 2.4.2 Dimensiunile preliminare a roţii dinţate
- 2.4.3 Modulul de transmisie
- 2.4.4 Suma dinţilor şi unghiul de înclinare
- 2.4.5 Numărul de dinţi a pinionului şi a roţii dinţate
- 2.4.6 Raportul nominal transmis real
- 2.4.7 Diametrele roţii şi a pinionului
- 2.4.8 Dimensiunile semifabricatelor
- 2.4.9 Verificarea dinţilor la tensiunea de contact
- 2.4.10 Forţele cea acţionează la angrenare
- 3. Calculul treptei a doua
- 3.1 Alegerea durităţii şi prelucrarea termică a roţii dinţate
- 3.2 Stabilirea tensiunii admisibile la contact
- 3.3 Stabilirea tensiunii admisibile la încovoiere
- 3.4 Calcule de proiectare
- 3.4.1 Distanţa interaxială
- 3.4.2 Dimensiunile preliminare a roţii dinţate
- 3.4.3 Modulul de transmisie
- 3.4.4 Suma dinţilor şi unghiul de înclinare
- 3.4.5 Numărul de dinţi a pinionului şi a roţii dinţate
- 3.4.6 Raportul nominal transmis real
- 3.4.7 Diametrele roţii şi a pinionului
- 3.4.8 Dimensiunile semifabricatelor
- 3.4.9 Verificarea dinţilor la tensiunea de contact
- 3.4.10 Froţele ce acţionează la angrenare
- 4. Schiţa de proiectare
- 4.1 Calculul de proiectare a arborilor
- 4.2 Distanţa între organele transmisiei
- 4.3 Alegerea rulmenţilor
- 4.4 Schema de amplasare a rulmenţilor
- 5. Construirea roţilor dinţate a primei trepte
Extras din proiect
1. Calculul cinematic al transmisiei
1.1 Alegerea motorului electric
Puterea consumată la arborele de ieşire se va calcula după următoarea formulă:
Pieş = Tieş ∙ nieş ∙ 2π = 776.16 ∙ 105.04 ∙ 2 ∙ 3.1415 / (60 ∙ 1000) = 8.5 kW.
Atunci puterea necesară a motorului [1, pag. 5] Pmot = Pieş/ηtot, ηtot = η1 η2 η3
Aici η1, η2, η3 – randamentul lanturilor cinematice,se pot lua după tab. 1.1 (1, pag. 6).
Randamentul total al transmisiei
ηtot = ηrul3ηcηt;
unde ηt – randamentul transmisiei cilindrice; ηc – randamentul cuplajului; ηrul – randamentul rulmenţilor
Conform tab. 1.1: ηt = 0.97; ηc = 0.98; ηrul = 0.99;
Atunci ηtot = 0.983∙0.98∙0.99 = 0.92;
Puterea necesară a motorului electric Pieş = 8.5 / 0.92 = 9.23 kW;
Numărul de turaţii a motoruui electric.nmot = 1500 min-1.
Conform tab. 24.9 [1,pag. 417] alegem motorul electric АИР132M4: P = 11 kW; n = 1447 min-1.
Raportul momentului maximal de torsiune către momentul nominal. Tmax/T = 2.2.
1.2 Precizarea raportului de transmitere
Dupa calculul n se calculează raportul de transmitere a angrenajului. [1, pag. 8]
Utot = n/nв; Utot = 1447 / 105.04 = 13.78;
Raportul de transmitere total seîmparte între celelalte părţi care participă la transmisie. Ured = 13.78.
Raportul de transmitere a treptelor (P - primară, S - secundară) [1, pag. 8]:
US = 3.27; UP = Ured/US = 4.21.
1.3 Stabilirea turaţiilor şi a momentelor de torsiune pe arbori
După calcularea raportului de transmitere vom stabili numărul de turaţii şi momentele de torsiune pe arbori.
n3 = nieş = 105.04 min-1.
Numărul de turaţii la arborele intermediar
n2 = n2US = 105.04 ∙ 3.27 = 343.48 min-1.
Numărul de turaţii la arborele secundar
n1 = n1UP = 343.48 ∙ 4.21 = 1446.05 min-1.
Momentul de torsiune la arborele secundar. T3 = Tieş/(ηcηrul) = 776.16 / (0.98 ∙ 0.99) = 800 (N∙m); unde ηrul – randamentul rulemenţilor la arbore; ηc – randamentul cuplajului.
Momentul de torsiune la arborele intermediar. T2 = T3/ (USηt) = 800 /(3.27 ∙ 0.97) = 252.21 (N∙m).
unde ηt – randamentul transmisiei cilindrice; US – randamentul de transmitere a arborelui secundar.
Momentul de torsiune la arborele de intrare
T1 = T2/ (UPηt) = 252.21 /(4.21 ∙ 0.97) = 61.76 (N∙m).
unde ηt - randamentul transmisiei cilindrice; UP - randamentul de transmitere a arborelui primar.
Tabelul cu datele obţinute:
Arborele P(kW) n(min )
(s )
T(N∙m)
1 10,18 1446,05 151,43 67,23 4,21
2 9,06 343,48 35,96 252,21
3,27
3 8,8 105,04 11 800
Notă: Datele calculate pot avea o deviere pînă la 3% din cauza aproximărilor.
2. Calculul primei trepte
2.1 Alegerea durităţii şi prelucrarea termică a roţii dinţate
În dependenţă de duritatea necesară,gabaritele reductorului se alege marca de oţel şi prelucrarea termică a lui,prelucrarea roţilor şi a pinioanelor se face superficial. [1, tab. 2.1, pag. 11]
La fabricarea pinionului şi a roţii dinţate se va alege pentru pinon o duritate mai sporită faţă de roata dinţată,deoarece pinionul efectuează mai multe rotaţii faţă de roată.
Pinion.
Material - Oţel 40Х.Prelucrarea termică îmbunătăţită şi calire cu curnţi de înaltă frecvenţă.
Dimensiunile limită ale semifabricatului: D = 125 mm, S = 80 mm.
Duritatea dinţilor: în mijloc pînă la 302 HB, la suprafaţă 50 HRC.
Tensiunea limită σT = 750 MPa.
Roata.
Material - Oţel 40Х.Prelucrarea termică îmbunătăţită.
Dimensiunile limită ale semifabricatului: D = 200 mm, S = 125 mm.
Duritatea dinţilor: în mijloc pînă la 262 HB, la suprafaţă 262 HB.
Tensiunea limită σT = 640 MPa.
Preview document
Conținut arhivă zip
- Calculul Reductorului cu Angrenare Cilindrica cu Dinti Inclinati.doc