Proiectarea unei Cutii de Viteze la Strungul Normal SNA 560

UNIVERSITATEA BACAU

FACULTATEA DE INGINERIE

Proiectarea unei Cutii de Viteze la Strungul Normal SNA 560 (Licenţă)

Coordonare: Prof. univ. dr. ing. Schnakovszky Carol Student:

Maftei G.George-Gabriel

8 septembrie 2009 Pagina 1

Cuprins : Capitolul I- Descrierea maşinii unealta: 1.1 Reprezent Reprezentarea area simplific simplificata ata si identifica identificarea rea parţilor parţilor componente. componente. Studiul Studiul cutiei de viteze in ansamblul MU. 1.2 Mişcar Mişcarea ea execu executat tataa de MU. MU. 1.3 Tipuri Tipuri de suprafeţe suprafeţe prelucrate prelucrate.. 1.4 Scule Scule uti utiliz lizate ate.. Capitolul II- Calculul cinematic al cutiei de viteze: 2.1 Calculul numărul treptelor de turaţie. Calculul raportului de turaţie al motorului. 2.2 Alegerea turaţilor normalizate. 2.3 Studiul economic structurale a reţelelor structurale si alegerea reţelei structurale optime. 2.4 Construcţia diagramei structurale a cutiei de viteza. 2.5 Calculul rapoartelor de transmisie . 2.6 Reprezentarea schemei cinematice a cutiei de viteza. 2.7 Calculul nr. de dinţi ai roţilor dinţate. 2.8 Calculul abaterlor turaţiilor de la valorile standardizate. Capitolul III- Calculul si construcţia roţilor dinţate Capitolul IV - Calculul si construcţia arborilor din cutia de •

•

•

•

viteze:

4.1 Calculul si construcţia arborilor intermediari. intermediari. 4.2 Calculul si construcţia arborilor principali.

•

Capitolul V - Alegerea rulmenţilor si a

Pagina 2

lagărelor

Cuprins : Capitolul I- Descrierea maşinii unealta: 1.1 Reprezent Reprezentarea area simplific simplificata ata si identifica identificarea rea parţilor parţilor componente. componente. Studiul Studiul cutiei de viteze in ansamblul MU. 1.2 Mişcar Mişcarea ea execu executat tataa de MU. MU. 1.3 Tipuri Tipuri de suprafeţe suprafeţe prelucrate prelucrate.. 1.4 Scule Scule uti utiliz lizate ate.. Capitolul II- Calculul cinematic al cutiei de viteze: 2.1 Calculul numărul treptelor de turaţie. Calculul raportului de turaţie al motorului. 2.2 Alegerea turaţilor normalizate. 2.3 Studiul economic structurale a reţelelor structurale si alegerea reţelei structurale optime. 2.4 Construcţia diagramei structurale a cutiei de viteza. 2.5 Calculul rapoartelor de transmisie . 2.6 Reprezentarea schemei cinematice a cutiei de viteza. 2.7 Calculul nr. de dinţi ai roţilor dinţate. 2.8 Calculul abaterlor turaţiilor de la valorile standardizate. Capitolul III- Calculul si construcţia roţilor dinţate Capitolul IV - Calculul si construcţia arborilor din cutia de •

•

•

•

viteze:

4.1 Calculul si construcţia arborilor intermediari. intermediari. 4.2 Calculul si construcţia arborilor principali.

•

Capitolul V - Alegerea rulmenţilor si a

Pagina 2

lagărelor

Capitolului I Strungul Normal SNA 560 Strungul normal SNA 560 sunt caracterizate prin poziţia orizontala a arborelui princ principa ipall care care execut executaa mi mişca şcarea rea princi principal palaa de rotaţi rotaţiee , prin prin avansu avansull longit longitudi udinal nal continuu si in special prin universitatea prelucrărilor pe care le poate realiza. Pe acest strung se executa strunjirii cilindrice cilindrice si conice , plane, profilate, profilate, de filetare, prelucrări prelucrări de găuri găurire, re, lărgire, lărgire, adâncire adâncire sau alezar alezare, e, iar u unele unele dispoz dispoziti itive ve specia speciale le chiar chiar si prelucrări prin frezare sau rectificare. Strungurile normale se fabrica intr-o gama foarte larga de tiodimensiuni pentru a putea prelucra semifabricate cu diametre si lungimi variind intre limite mari precum si cu grade de precizie a suprafeţelor diferite. Operaţia de bază a acestor maşini este strunjirea. În acest scop se utilizează cuţite de strunzit. Utilizând alte tipuri de scule, pe strunguri se pot realiza şi operaţii de găurire, alezare, adâncire, filetare,etc. Clasificarea strungurilor se face luând-se în considerare diverse criterii, cade exemplu: •

după după pozi poziţi ţiaa arbo arbore relu luii prin princi cipa pal: l: a-st a-stru rung ngur urii oriz orizon onta tale le;; B-

strunguri verticale; •

după gradul de automatizare: a-strunguri cu comandă manuală; B-

strunguri semiautomate; C-strunguri speciale; •

după gradul de universalitate: a-strunguri universale; B-strunguri

specializate; C-strunguri speciale; •

după greutate şi dimensiunile de gabarit: a-strunguri mici; B-

strunguri mijlocii; C-strunguri grele; •

după după grad gradul ul de prec preciz izie ie:: a-st a-stru rung ngur urii de prec preciz izie ie norm normal ală; ă; B-

strunguri de precizie ridicată. Parametrii caracteristici ai strungurilor sunt legaţi, în general, de dimensiunile limită ale pieselor care se pot prelucra cu un regimuri de aşchiere economice. Pagina 3

Părţile componente principale ale strungului SNA 560 si descrierea acestora. Schema de principiu si principalele parţi componente ale strungului SNA 560 este prezentat in continuare:

1- capul păpuşii fixe; 2- papusa fixa; 3- pornire si oprire motor electric principal; 4- pornire si oprire pompa de răcire; 5- ampermetru 6- comanda de rotire intermitenta arbore principal; 7- arbore principal; 8- portcuţit rapid; 9- sanie portcuţit; 10- placa rotativa; 11- sanie transversala; 12- sanie longitudinala; 13- deplasarea rapida a săniilor căruciorului; 14- vârf de fixare; 15- pinola; 16- maneta blocare pinola; 17- corp papusa mobila; 18- placa de baza; Pagina 4

19- blocare rapida a păpuşii mobile; 20- comutatorul lumina; 21- întrerupător principal; 22- dulap cu aparatura electrica; 23- picior; 24- batiu; 25- motor pentru deplasări rapide; 26- cutia căruciorului; 27- şurub conducător; 28- bara de avansuri; 29- tava; 30- bara cu opritor la cota; 31- picior; 32- curie de avansuri si filete; 33- capacul roţilor de schimb; T1,T2-tambur pentru schimbarea turaţilor M1- maneta pentru filete cu pas normal sau cu pas mare; M2 - maneta inversor de avansuri si filete; M3 - maneta pentru piuliţe secţionate M4 - maneta pentru avans longitudinal sau transversal; M5 - roata de mina pentru deplasarea longitudinala a căruciorului; M6 - maneta sanie portcuţit; M7 - roata de mana pentru deplasarea pinolei; M8 - maneta şurub conducător transversal; MAP - maneta de comanda rotiri directe si inversia arborelui principal; R1,R2,R3 - rozete pentru reglarea avansurilor si a filetelor; Cr - cremaliera fixa.

Pagina 5

Strungul normal SNA 560 se caracterizează printr-un înalt grad de universalitate şi sunt destinate prelucrării pieselor de revoluţie având forme şi dimensiuni variate În figura 1 se prezintă schema cinematică structurală a unui strung normal

Piesa fixată în dispozitivul de fixare Df (mandrină universal), execută mişcarea principală A, iar cuţitul fixat în suportul S c execută mişcarea de avans longitudinal B, sau de avans transversal C. Rotaţia piesei se realizează prin lanţul cinematic principal alcătuit din motorul electric asincron M E1,mecanismele de cuplare şi inversare a turaţiei C1,I1, cutia de viteze Cv şi arborele principal A p cu dispozitivul de fixare Df . Avansul longitudinal B al saniei longitudinale SL se realizează prin lanţul cinematic de avans longitudinal L 1. Mişcarea se transmite saniei longitudinale prin cuplajul C2, inversorul de avans I 2, raţiile de schimb A s, Bs, cutia de avansuri şi filete CAF, comutatoarele de mişcare C3,C4 şi mecanismul de transformare pinion cremalieră Mişcarea de avans C a saniei transversale ST se realizează prin lanţul cinematic de avans transversal. Acesta este derivat din lanţul cinematic de avans longitudinal de la comutatorul C4, iar prin comutatorul C 5 se antrenează şurubul avansului transversal SC2. Ambele avansuri se mai pot realiza şi manual de la raţiile de mână R m1 şi R m2. Mişcările de avans rapid se realizează cu ajutorul motorului electric M E2 şi acuplajului de depăşire CD.

Pagina 6

Prelucrarea filetelor se realizează prin cuplarea şurubului conducător S C4 si a piuliţei cuplabile P C. Toate elementele ce transmit mişcarea de la arborele principal la şurubul conducător constituie lanţul cinematic de filetare. Sania suport SS poate fi înclinată faţă de axa maşinii (în vederea strunjirii pieselor conice), avansul său E realizându-se manual de la roata de mână R m3 Păpuşa mobilă PM se poate deplasa şi poziţiona manual pe ghidajele batiului. Pinola păpuşii mobile P PM utilizată pentru utilizarea unor scule sau dispozitive se poate deplasa manual de la roata de mâna R m4.

Lanţurile cinematice principale Lanţul cinematic principal asigură desprinderea aşchiei cu o viteză optimă de aşchiere. Mişcarea se efectuează pe traiectoria curbei directoare sau formează curbe elementare a căror înfăşurătoare este directoare. Se clasifica după traiectoria mişcări realizate la organul de ieşire : - lanţuri cinematice pentru mişcare circulară - lanţuri cinematice pentru mişcare rectilinie Lanţurile cinematice pentru mişcare circulară în funcţie de tipul maşini unelte trăsnit mişcare la semifabricat (cazul strungurilor) sau la sculă (maşini de frezat, găurit). Viteza de aşchiere obţinută la organul de ieşire depinde de mai mulţi factori care se modifică în timpul exploatări maşinii unelte, astfel că lanţurile trebuie să asigure obţinerea vitezelor de aşchiere la valorile optime. Din punct de vedere al obţineri valorilor vitezelor de aşchiere lanţurile mişcări principale se grupează în : - lanţuri cu schimbare în trepte a vitezelor - lanţuri cu schimbare continuă a vitezelor Operaţia de schimbare a turaţiei organului de ieşire astfel ca viteza periferică să corespundă cu viteza de aşchiere dorită este de fapt o reglare de unde şi mecanizmele destinate acestui scop se numesc mecanisme de reglare. În componenţa lanţurilor cinematice ale mişcări principale mai intră: mecanisme pentru inversarea sensului de rotaţie, mecanisme pentru cuplarea şi decuplarea mişcări precum şi mecanisme de frânare în scopul reducerii timpului de oprire. Organul de antrenare fiind un motor electric mişcarea de intrare este deci o mişcare de rotaţie cu una sau mai multe turaţii de unde se transmite la organul de ieşire prin intermediul unui sistem de mecanisme mecanice, hidraulice, electrice sau combinaţii ale acestora.

Pagina 7

Accesoriile strungului. Principalele accesorii ale strungului normal servesc la prinderea semifabricatelor de forme si dimensiuni diferite, precum si pentru executarea unor lucrări speciale. Acestea pot fi grupate in dispozitive pentru lucrări speciale, roti de schimb si truse de chei. Dispozitivele pentru prinderea si antrenarea semifabricatelor sunt : 1- universalul cu trei bacuri (fig.3.3) 2- platoul cu patru bacuri (fig.3.5) 3- flanşa de antrenare (fig. 3.6) 4- platoul simplu (fig. 3.4) 5- vârful de prindere (fig. 3.8) 6- luneta fixa si mobila (fig. 3.7) 7- dornuri rigide si elastice etc.

Pagina 8

Pagina 9

Capitolul II Calculul cinematic al cutiei de viteze Date de intrare: Numarul de trepte de turatie :

Z := 24 n min := 20 n

max

:=

2000

[rot/min]

Turatia minima a primei trepte de turatie:

[rot/min]

Turatia maxima a primei trepte de turatie:

φ := 1.2 PM := 10

Ratia seriei geometrice a turatiilor: [KW]

Puterea N transmisa prin lantul cinematic principal:

Diagrama turatiilor:

Determinarea ecuatiei structurale: In cadrul acestui proiec avem trei grupuri a1, a2 si a3: 21

1⋅ 2 ⋅ 3 ⋅ 2 ⋅2

3 1 6 12

a1 := 2

a2 := 3

a3 := 2

a4 := 2

Schema cinematica, schema detaliata si reteaua structurala: --z3/z4-- --z7/z8---z13/z14-(M)-1/2-(I)--z5/z6--(II)--z9/z10--(III)--z15/z16--(IV)--z17/z18-z19/z20-- (AP) --z11/z12--

Determinarea numerelor de dinti a primului grup de angrenaje: u 0 :=

2960 2240

u 11 := 1

Pagina 10

u 12 :=

u0

= 1.321 b a1 := 1

1 3

Z3 := k 1⋅φ q ⋅ + b1

a1 b a2 := 1 2 Z5 := k 1⋅ q 1⋅ + bZ k 34 2 3 5117 6

a2 + b

b1 Z4 := k 1⋅ q 1⋅ a1 + b 1

Z4

b 2 Z6 := k 1⋅ q 1⋅ a2 + b 2

= 51

Σ z1 := Z3 + Z4

Σ z1 = 102

Σ z2 := Z5 + Z6

Σ z2 = 102

Z6 = 68

Grupul de angrenaje nu depaseste limita impusa de z<=120:

Determinarea numerelor de dinti pentru al doilea grup de angrenaje: φ

u 21 :=

1

u22 := 1

a3 := 5

b3 := 4

a4 := 1

b4 := 1

a5 := 4

b5 := 5

1

u 23 :=

φ

Se determina cel mai mic multiplu comun al sumei ak+bk:

a3 + b 3 = 9

k 2 := 1

a4 + b 4 = 2 a5 + b 5 = 9

q2 := 6

Alegem q=6 pentru a nu avea zmin=17: a3 Z7 := k 2⋅ q 2⋅ a3 + b 3

Z8 := k 2⋅ q 2⋅

Z9 := k 2⋅ q 2⋅

b4 Z10 := k 2⋅ q 2⋅ a4 + b 4

Z7 = 60

b3 a3

+ b3 a4

a4 + b 4

Z11 := k 2⋅ q 2⋅

Z8 = 48

Z9 = 54

Z12 := k 2⋅ q 2⋅

Σ z3 := Z7 + Z8

Σ z3 = 108

Σ z4 := Z9 + Z10

Σ z4 = 108

Σ z5 := Z11 + Z12

Σ z5 = 108

Z10 = 54

a5 Z11 = 48

a5 + b 5 b5

Z12 = 60

a5 + b 5

Determinarea numerelor de dinti pentru grupul al treilea de angrenaje: Grupul de angrenaje nu depaseste limita impusa de z<120: u31 := 1 u32 :=

1 φ

6

a 6 := b16 := 1 a 7 := b17 := 4

Pagina cel 11 mai mic multiplu comun a sumelor ak+bk: Se determina b b a7 1a6 Determinarea numerelor de dinti pentru grupul := u⋅Grupul := ⋅ := ⋅ ⋅ Z14 k q Z k q Se determina a cel mai b mic 2 de multiplu angrenaje comun nu depaseste al sumei ak+bk: + = 13 3 6 +6 15 16 3 3 63bZ42 + b 5 1 Z 5 b k Z k 1 5 10 22 55 88 b Σ + + + Σ b 110 11 4 de angrenaje de pe arborele intermediar:

q4 := 23

Alegem q=23 pentru a nu avea zmin=17: Z17 := k 4⋅ q 4⋅

a8 a8 + b 8

b8 Z18 := k 4⋅ q 4⋅ a8 + b 8

Z17 = 23

Z18 = 92

Σ z8 := Z17 + Z18

Σ z8 = 115

Σ z9 := Z19 + Z20

Σ z9 = 115

a9 Z19 := k 4⋅ q4⋅ a9 + b 9

Z19 = 23

b9 Z20 := k 4⋅ q4⋅ a9 + b 9

Z20 = 92

Grupul de angrenaje nu depaseste limita impusa de z<120:

Calculul rapoartelor partiale si totale reale: Se trece la calculul numarului de dinti pentru angrenajul z1/z2: Alegem :

Z1 := 31

u0

= 1.321

Z2 := Z1⋅ u 0

Z2 = 40.964

Z2 := 40

Rapoartele de transfer partiale vor avea urmatoarele valori efective: u0ef :=

Z1 Z2

u22ef 11ef := 12ef 21ef

u0ef = 0.775

ZZ7 39 5 Z

u

1 = 1.25 0.5

u 23ef :=

Pagina 12

u 42ef 31ef := 32ef 41ef

Z11 Z12

u 23ef = 0.8

Z19 13 15 17 Z

u

= 10.25

Rapoartele de transfer efective se obtin ca produse ale rapoartelor partiale, in structura rezultata din diagrama turatiilor: −

3

−

3

−

3

−

3

e1 := u 0ef ⋅ u 12ef ⋅ u 23ef ⋅ u 32ef ⋅ u 41ef ⋅ u42e

e 1 = 4.844× 10


e 2 = 6.055× 10


e 3 = 7.568× 10


e 4 = 9.688× 10


e 5 = 0.012


e 6 = 0.015


e 7 = 0.019


e 8 = 0.024


e 9 = 0.03

e10 := u0ef ⋅ u11ef ⋅ u 23ef ⋅ u 31ef ⋅ u 41ef ⋅ u 42e

e 10 = 0.039


e 11 = 0.048


e 12 = 0.061

e13 := u0ef ⋅ u12ef ⋅ u 23ef ⋅ u 32e

e 13 = 0.078

e14 := u0ef ⋅ u12ef ⋅ u 22ef ⋅ u 32e

e 14 = 0.097

e15 := u0ef ⋅ u12ef ⋅ u 21ef ⋅ u 32e

e 15 = 0.121

e16 := u0ef ⋅ u11ef ⋅ u 23ef ⋅ u 32e

e 16 = 0.155

e17 := u0ef ⋅ u11ef ⋅ u 22ef ⋅ u 32e

e 17 = 0.194

e18 := u0ef ⋅ u11ef ⋅ u 21ef ⋅ u 32e

e 18 = 0.242

e19 := u0ef ⋅ u12ef ⋅ u 23ef ⋅ u 31e

e 19 = 0.31

e20 := u0ef ⋅ u12ef ⋅ u 22ef ⋅ u 31e

e 20 = 0.388

e21 := u0ef ⋅ u12ef ⋅ u 21ef ⋅ u 31e

e 21 = 0.484

e22 := u0ef ⋅ u11ef ⋅ u 23ef ⋅ u 31e e

:= u

u

u

u

Pagina 13

e 22 = 0.62 e

0.775 0.969

Turatiile finale efective : Se obtin ca produsul intre turatia motorului si rapoartele de transfer totale efective: n M := 296 n 1ef := n M⋅ e1

n 1ef = 14.338

n 13ef := n M⋅ e13

n 13ef = 229.4

n 2ef := n M⋅ e2

n 2ef = 17.922

n 14ef := n M⋅ e14

n 14ef = 286.75

n 3ef := n M⋅ e3

n 3ef = 22.402

n 15ef := n M⋅ e15

n 15ef = 358.438

n 4ef := n M⋅ e4

n 4ef = 28.675

n 16ef := n M⋅ e16

n 16ef = 458.8

n 5ef := n M⋅ e5

n 5ef = 35.844

n 17ef := n M⋅ e17

n 17ef = 573.5

n 6ef := n M⋅ e6

n 6ef = 44.805

n 18ef := n M⋅ e18

n 7ef := n M⋅ e7

n 7ef = 57.35

n 19ef := n M⋅ e19

n 8ef := n M⋅ e8

n 8ef = 71.688

n 20ef := n M⋅ e20

n 9ef := n M⋅ e9

n 9ef = 89.609

n 21ef := n M⋅ e21

n 20ef = 1.147× 10 n − n2ef 8ef − ∆n∆∆2nn =2 := − 0.434 ∆n 88=3:=0.968n 2 n 21ef = 1.434× 10 n8

n 10ef := n M⋅ e10

n 10ef = 114.7

n 22ef := n M⋅ e22

n 22ef = 1.835× 10

n 11ef := n M⋅ e11

n 11ef = 143.375

n 23ef := n M⋅ e23

n 12ef := n M⋅ e12

n 12ef = 179.219

n 24ef := n M⋅ e24

n7ef 1ef − n 1 7 n 18ef = 716.875 ⋅ 10 ∆∆nn7171=:=2.411 n7 1 n 19ef = 917.6 3

3

n − 3 n 3ef − 9ef := n 23ef = 2.294∆×n10 0.01n ∆n∆∆9nn=393:= −=0.434 n3 9 3 n 24ef = 2.868× 10

n7 := 56

n13 := 22

n2 := 18

n8 := 71

n14 := 28

n3 := 22.

n9 := 90

n15 := 35

n4 := 28

n10 := 11

n16 := 45

n11 := 14

n17 := 56

n5 := 35. ∆n n6 := 45

17 :=

∆n 18 :=

n 17ef − n 17 n17 n 18ef − n 18 n18

⋅ 10

⋅ 10

n20 := 112 n n −−nn 11ef 5ef 11 5 ∆n∆∆n∆11 := := ⋅ 10 = nn11 2.411 0.968 55 n 11 n5 n21 := 140 n n6ef −−nn12 6 n22 := 180 12ef ∆ := := ⋅ 10 n ∆∆nnn∆12 = − 12 6 6 0.434 n 12 n6

∆n 23 :=

n12 := 18

n18 := 71

∆n 24 :=

n3 n 9 ⋅ 10 ⋅ 10

n10ef n4ef −−nn10 4 n n ∆ ∆∆n∆10 := := ⋅ 10 n10 2.411 = 44 n 10 n4 n 19 := 90

Abaterile relative ale turatiilor efective fata de cele normalizate: n1 := 14

n2 n 8 ⋅ 10 ⋅ 10

n 23ef − n 23

n23 n 24ef − n 24 n 24

⋅ 10

⋅ 10

n23 := 224 n19ef 13ef − n 19 13 ∆n := ⋅ 10 ∆:=n19 = 2.411 1.956 n24 280 1319 13 n 19 ∆n 24 = 2.41113 n14ef − n 14 20ef − n 20 ⋅ 10 ∆n∆n1414:==n2.411 ∆n ⋅ 10 ∆n2020:== 2.411 n 14 n 20

Pagina 14 ∆

0.968

n15ef − n 15 ∆n 15 := n21ef − n 21 ⋅ 10 ∆n∆n2121 :== 2.411 ⋅ 10 0.968 n 15 15 n 21

∆n 22 16 :=

∆

n22ef 16ef − n 16 22 1.956 2.411

⋅ 10

Calculul puterilor pentru fiecare arbore al cutiei de viteze: ηrul := 0.9

PM := 3

-randamentul rulmentilor cu role; -randamentul angrenajelor cu roti dintate;

ηc := 0.9 ParM := ηrul⋅ PM

ParM

2

= 2.97

ParM

-puterea pe arborele I;

Par1 := ηrul⋅ ηc ⋅ PM

Par1 = 2.514

Par1

-puterea pe arborele I;

Par2 := ηrul⋅ ηc ⋅ Par1

Par2 = 2.29

Par2

-puterea pe arborele II;


Par3 = 2.085

Par3

-puterea pe arborele III;


Par4 = 1.899

Par4-puterea pe arborele IV sau arborele principal.

Calculul momentelor de torsiune pentru arbori cutiei de viteze: 6 ParM

⋅ TarM := 9.5510

⋅

n8

P 6 ar1 ⋅ ⋅ Tar1 := 9.5510 n7 6

Tar2 := 9.5510 ⋅

⋅

6

⋅ ⋅ Tar3 := 9.5510

6

⋅ Tar4 := 9.5510

⋅

Par2 n5 Par3 n4 Par4 n1

Capitolul III TarM

= 3.995×

5

10

-momentul de torsiune al arborelui M; TarM

Calculul si construcţia 5

Tar1 = 4.287× 10

-momentul de torsiune al arborelui I; Tar1

5

Tar2 = 6.159× 10

-momentul de torsiune al arborelui II; Tar2

5

Tar3 = 7.113× 10

6

Tar4 = 1.296× 10

Pagina 15

-momentul de torsiune al arborelui III; Tar3

roţilor dinţate -momentul de torsiune al arborelui IV. Tar4

Alegerea materialului pentru rotile dintate: Materialul ales este

18 MnCr 10

σFlim := 35

cu umatoarele caracteristici:

σHlim := 153

Calculul modulului pentru angrenajul reductor dintre motor si arborele I: φ 1 := 10

Factorul b/m=10 sau =10 5

σHP :=

⋅ TarM := 3.99510

-Moment de torsiune pe arbore;

u0ef := 1

-Raport de transfer;

ZH := 2.4

-Factorul zonei de contact;

ZE := 19

-Factorul de material;

SHlim := 1.1

-Factorul de siguranta pentru rezistenta la contact;

σHlim

σHP = 1.3310 ⋅ 3

SHlim

σHP

-Presiunea de contact admisibila;

Z1 := 35 Z2 := 35

m1 :=

3.6⋅

TarM

φ 1⋅ Z1

2

⋅

u 0ef + 1 u0ef

Latimea rotilor dintate:

-Numar de dinti ai angrenajului.

2

 ZH⋅ ZE  ⋅  σHP 

m1

b 1 := mstas ⋅ φ 1

= 2.752

b1

= 27.5

mstas := 2.7

m

Diametrele de divizare sunt: d1 := mstas ⋅ Z1

d1

= 96.25

d2 := mstas ⋅ Z2

d2

= 96.25

m m

-Pentru angrenajul reductor dintre arborele si arborele I:

Calculul distantei axiale pentru angrenajul reductor:

Pagina 16

motor

a :=

d1

+ d2

a = 96. 25

m m

2

a stas := 96

Distanta axiala standardizata va fi;

α := 20deg

Unghiul de angrenare:

αw := acos

inv( α)

a astas

⋅ cos( α )

αw = 19.586deg ⋅

inv( α)

:= tan ( α) − α

inv( αw)

m m

:= tan ( αw) − αw

= 0.015

inv( αw)

= 0.014

Suma deplasarilor specifice de profil:

s

:=

( Z1 + Z2) ⋅ ( inv ( αw) − inv( α))

s

tan ( α) ⋅ 2

= −0.09

Determinarea deplasarilor de profil: x1 := 0.4 x2 := s

− x1

x2

= −0.54

Coeficientul de modificare a disantei dintre axe:

y :=

astas

−a

y

mstas

= −0.091

Coeficientul de scurtare a inaltimii dintelui: Diametrele cercurilor de cap: d d

:= m (( Z +

2 hh h

k := s h a := 1

+

2x

2 k k ))

−y

k

= 8.99510 ⋅ 4 −

Pagina 17 d dd

104.22

m

Inaltimea dintului: h

:= mstas ⋅ ( 2⋅ h a + c − k )

h

= 6.185

m

Diametrele cercurilor de rostogolire: d w1 := d 1⋅

d w2 := d 2⋅

cos ( α)

d w1 = 96

cos ( αw) cos ( α)

d w2 = 96

cos ( αw)

m

m

Diametrele cercurilor de baza:

Verificari:

d b1 := d 1⋅ cos ( α)

d b1

= 90.445

d b2 := d 2⋅ cos ( α)

d b2

= 90.445

h :=

d a1 − d f1 2

h = 6.185

m m

m

Pagina 18 d a1d− d+ f1 d := := w1 w2 5 ahstas

h

= 6.185

m

φ 96 Calculul Alegerea modulului 18 materialului MnCr 10 pentru pentru grupul rotile de angrenare dintate: I:

σHP :=

σHlim

SHlim

σHP = 1.3310 ⋅ 3

Z3 := 51

Z5 := 3

Z4 := 51

Z6 := 6

Tar1

u 12

+

+ d:=22 dm ⋅ 11ang1 21 12 3.6⋅ u 2 a21 := 102 d d d 153 ( ( φ Zhbh) ) d d12

σHP

Pagina 2 19

 ZH⋅ ZE  ⋅ σHP   204 153h 1 φ153

1


b

dm

3.236

m

:= 3

Pagina 20

Diametrele cercurilor de picior:

c := 0.2

d f1 := m1stas ⋅ ( Z3

− 2⋅ h a − 2⋅ c)

df1 = 145.5

m

d f2 := m1stas ⋅ ( Z4

− 2⋅ h a − 2⋅ c)

df2 = 145.5

m

d f3 := m1stas ⋅ ( Z5

− 2⋅ h a − 2⋅ c)

d f3 = 94.5

m

d f4 := m1stas ⋅ ( Z6

− 2⋅ h a − 2⋅ c)

df4 = 196.5

m

Inaltimea dintului: h1 := m1stas ⋅ ( 2⋅ h a + c) h2 := m1stas ⋅ ( 2⋅ h a + c)

Verificari:

d ag1 − d f1

h 11 :=

2 d ag2 − d f2

h 12 :=

2

h1

= 6.75

m

h2

= 6.75

m

h 11

= 6.75

m

h 21 :=

h 12

= 6.75

m

h 22 :=

d ag3 − d f3 2 d ag4 − d f4 2

h 21

= 6.75

m

h 22

= 6.75

m


OLC 10 cu umatoarele caracteristici:

σFlim2 := 27

σHlim2 := 110

Calculul modulului pentru grupul de angrenare II: φ 2 := 10

Factorul b/m=10 sau =10

5

σHP :=

σHlim2 SHlim

Tar2 := 6.15910 ⋅

-Momentul de torsiune pe arborele II.

u 23 := 0.

-Raportul de transfer.

ZH := 2.4

-Factorul zonei de contact;

ZE := 19

-Factorul de material;

SHlim := 1.1

-Factorul de siguranta pentru rezistenta la contact;

σHP = 956.522

σHP


Pagina 21

mang2 :=

Z7 := 60

Z9 := 54

Z11 := 48

Z8 := 48

Z10 := 5

Z12 := 60

Tar2

3.6⋅

φ 2⋅ Z11

2

⋅

u 23

+

u23

1

2

 ZH⋅ ZE  ⋅  σHP 

mang2

b2 := m2stas ⋅ φ 2


b2

= 35

= 3.645

m2stas

:= 3.

m

Diametrele de divizare sunt: d 31 := m2stas ⋅ Z7 d 31

= 210

d 32 := m2stas ⋅ Z8 m

d 32

d 41 := m2stas ⋅ Z9 d 41

= 189

= 168

-Pentru angrenajul cu raportul/1: m

d 42 := m2stas ⋅ Z10 m

d 42

d 51 := m2stas ⋅ Z11

= 189

-Pentru angrenajul cu raportul 1/1: m

d 52 := m2stas ⋅ Z12

-Pentru angrenajul cu raportul : d 51

= 168

m

d 52

= 210

m

Distanta axiala elementara este: a 3 :=

a 4 :=

a 5 :=

d 31

+ d 32 2

d 41

+ d 42 2

d 51

+ d 52 2

Diametrele cercurilor de cap:

a3

= 189

m

a4

= 189

m

a5

= 189

m

Distantele axiale pentru fiecare angrenaj in parte :

h a := 1

d ag5 := m2stas ⋅ ( Z7

+ 2⋅ h a)

d ag6 := m2stas ⋅ ( Z8

+ 2⋅ h a)

d ag7 := m2stas ⋅ ( Z9 d ((

+ 2⋅ h a)

hh) )

Pagina 22

d ag5 = 217

m

d ag6 = 175

m

d ag7 = 196 d

m


c := 0.2

d f5 := m2stas ⋅ ( Z7

− 2⋅ ha − 2⋅c )

df5 = 201.25

m

d f6 := m2stas ⋅ ( Z8

− 2⋅ ha − 2⋅c )

df6 = 159.25

m

d f7 := m2stas ⋅ ( Z9

− 2⋅ ha − 2⋅c )

df7 = 180.25

m

d f8 := m2stas ⋅ ( Z10

− 2⋅ ha − 2⋅ c)

df8 = 180.25

m

d f9 := m2stas ⋅ ( Z11

− 2⋅ ha − 2⋅ c)

df9 = 159.25

m

df10 = 201.25

m

df10 := m2stas ⋅ ( Z12

− 2⋅ h a − 2⋅ c)

Inaltimea dintului: h 3 := m2stas ⋅ ( 2⋅ h a + c)

h3

= 7.875

m

h 4 := m2stas ⋅ ( 2⋅ h a + c)

h4

= 7.875

m

h 5 := m2stas ⋅ ( 2⋅ h a + c)

h5

= 7.875

m

Verificari: h31 :=

h32 :=

h41 :=

dag5 − d f5 2 dag6 − d f6 2 dag7 − d f7 2

h31

= 7.875

m

h42 :=

h32

= 7.875

m

h51 :=

h41

= 7.875

m

h 52 :=

d ag8 − df8 2 d ag9 − df9 2 d ag10


18 MnCr 10 cu umatoarele caracteristici:

σFlim3 := 36

σHlim3 := 165

Calculul modulului pentru grupul de angrenare III: Pagina 23 φ 3 := 1

Factorul b/m=10 sau =10 5

7.1310

− d f10 2

h 42

m = 7.875

h 51

m = 7.875

h 52

= 7.875 m

σHP :=

σHlim3

3

σHP = 1.91310 ⋅

SHlim

σHP

Z13 := 5

Z15 := 22

Z14 := 5

Z16 := 88

mang3 :=

Tar3

3.6⋅

φ 3⋅ Z15

2

⋅

u32

+

1

u 32

2

 ZH⋅ ZE  ⋅  σHP 

b 3 := m3stas ⋅ φ 3



mang3

b3

= 40

= 4.079

m3stas

:= 4

m


= 220

d62 := m3stas ⋅ Z14

m

d 62

d 71 := m3stas ⋅ Z15 d 71

= 88

= 220

-Pentru angrenajul cu raportul 2/1: m

d72 := m3stas ⋅ Z16

m

d 72

= 352Paginam24

-Pentru angrenajul cu raportul1/^6:

Distanta axiala elementara d 71 61 + d 72 62 este: a 76 := d

((

hh ) )

220 h

1

d


c := 0.2

d f11 := m3stas ⋅ ( Z13

− 2⋅ ha − 2⋅ c)

df11 = 210

m

d f12 := m3stas ⋅ ( Z14

− 2⋅ ha − 2⋅ c)

df12 = 210

m

d f13 := m3stas ⋅ ( Z15

− 2⋅ ha − 2⋅ c)

d f13 = 78

m

d f14 := m3stas ⋅ ( Z16

− 2⋅ ha − 2⋅ c)

df14 = 342

m

Inaltimea dintului:

Verificari:

h6 := m3stas ⋅ ( 2⋅ h a + c)

h6

=9

m

h7 := m3stas ⋅ ( 2⋅ h a + c)

h7

=9

m

h 61 :=

h 62 :=

h 71 :=

h 72 :=

d ag11

− d f11 2

d ag12

− d f12 2

d ag13

− d f13 2

d ag14

− d f14 2

h 61

=9

m

h 62

=9

m

h 71

=9

m

h 72

=9

m


41 MoCr 11 cu umatoarele caracteristici:

σFlim := 39

σHlim := 192

Pagina 25 Calculul modulului pentru grupul de angrenare IV: 6

φ

σHP :=

m4 :=

σHlim

σHP = 1.74510 ⋅ 3

SHlim Z17 := 2

Z19 := 2

Z18 := 9

Z20 := 9

Tar4

3.6⋅

σHP

2

⋅

2

u41ef + 1

φ 1⋅ Z19


 ZH⋅ ZE  ⋅  σHP 

u41ef

m4

b 4 := m4stas ⋅ φ 1


= 4.325

b4

= 48

m4stas

:= 4

m


= 148

d82 := m4stas ⋅ Z18

m

d 82

d 91 := m4stas ⋅ Z19 d 91

= 148

= 312


m

d92 := m4stas ⋅ Z20

m

d 92

= 312


m

Distanta axiala elementara este: a 8 :=

a 9 :=

d 81

+ d 82 2

d 91

+ d 92 2

Diametrele cercurilor de cap:

a8

= 230

a8

= 230

m df17 := m4stas ⋅ ( Z19 m

− 2⋅ ha − 2⋅c )

d f17 = m 138

df18 := m4stas ⋅ ( Z20

− 2⋅ ha − 2⋅c )

d f18 = m 302

h a := 1

Inaltimea dintului: d ag15 := m4stas ( Z17

+ 2⋅ h a)

d ag16 := m4stas ⋅ ( Z18 d dd

:= m

+ 2⋅ h a)

(( Z + 2 hh ))

h8 := m4stas ⋅ ( 2⋅h a +dcag15 )

Pagina 26

= 156

h8

=9

m

m

d ag16 = 320 m m h9 := m4stas ⋅ ( 2⋅h a + c) h9 = 9 D p1 + D p2 dag18 ag15 − d f18 ag16 ag17 f15 f16 f17 D pm := h92 81 := 82 91 d = i156 trapezoidale: 296 iprin d d curele h m ) Calculul transmisiilor

D pm :=

D p1

+ D p2 2

Distanta dintre axe A (preliminara) se alege 0.7(Dp1+Dp2)
+

D p2)

= 161

- se alege constuctiv A=300

+ D p2) = 460

A := 30

mm

Unghiul dintre ramurile D −curelei D D

 p2 p1( p2 − D p1) ⋅ L A2+ 2π ⋅ D pm2+ γ p:=:=22⋅ asin β0 12174.268deg 180deg ( () )

Pagina 27 2

mm

Forta periferica transmisa 3 Pm

F := 10

⋅

v

= 3. 342⋅ 103

F

N

Forta de intindere a curelei S := 1.55⋅ F S

= 5. 181⋅ 103

N

Cote de modificare a distantei dintre axe X

:= 0.03⋅ L p

Y := 0.0158L ⋅ p

X

= 28. 861

Y

= 15.2

Pagina 28

Capitolul V

Alegerea rulmenţilor si a lagărelor Alegerea rulmentilor:

Pagina 29 d

C

6.0 11. 15. 48. 63. 73.

C04 := 73.

C4 := 93.

-pentru arborele V avem: d5 := 55

D5 := 12

m

T5 := 31.

m

C05 := 11

-capacitatea de incarcare: d6 := 12

D6 := 20

m

m

[KN]

B6 := 64.

m

C06 := 45

-capacitatea de incarcare:

C5 := 12

[KN]

C6 := 89.

[KN]

m

[KN]

-pentru arborele V avem: d7 := 60

D7 := 11

m

D8 := 11

m

m

C07 := 31.


d8 := 60

B7 := 2

m

[KN]

B8 := 2

m

[KN]

C8 := 35.

[KN]

m

C08 := 53.


C7 := 41.

[KN]

Calculul de dimensionare a arborilor cutiei de viteze: 5

5

TarM := 3.99510 ⋅

Tar2 := 4.28710 ⋅

5

⋅ Tar3 := 6.15710

5

⋅ Tar1 := 3.95510 σat := 10 3

d1 :=

σat

16⋅T ar1

π ⋅ σat

5

Tar4 := 7.1310 ⋅

3

d 2 :=

16⋅T ar2

π ⋅ σat

6

⋅ Tar5 := 1.29610

-presiunea admisibila de toriune 3

d3 :=

3

16⋅T ar3

d 4 :=

π ⋅ σat

16⋅T ar4

π ⋅ σat

Pagina 30 d1 d

= 26.855

m

d3 d

= 31.124

m

d5 d

= 39.888

m

3

d 5 :=

16⋅T ar5

π ⋅ σat

Calculul fortelor care actioneaza in lantul cinematic: -pentru arborel motor avem: d 1 := 82.2

Ft0 :=

2⋅ TarM d1

Fr0 := Ft0⋅ tan ( αw)

αw := 20⋅ deg Ft0

= 9.71410 ⋅ 3 Fr0

-forta tangentiala: -forta radiala:

= 3.53610 ⋅ 3

-pentru arborele I avem: d 2 := 11 Ft11 :=

2⋅ Tar1 d2

d 11 := 15 Ft11

Fr11 := Ft11⋅ tan ( αw)

Ft12 :=

2⋅ Tar1 d 11

Fr12 := Ft12⋅ tan ( αw) Ft13 :=

2⋅ Tar1 d 21

= 7.19110 ⋅ 3

Fr11

Ft12

Fr13 := Ft13⋅ tan ( αw)

= 2.61710 ⋅ 3

Ft21 :=

2⋅ Tar2 d 12

-forta tangentiala:

= 1.88210 ⋅ 3

Fr21 := Ft21⋅ tan ( αw)

-forta radiala: 2⋅T ar2 -forta tangentiala:

3

= 7.75510 ⋅

Fr13

d22 := 20

Ft22 :=

= 2.82310 ⋅ 3

d 31 := 21

Ft21

-forta radiala:

3

-pentru arborele II avem: d 12 := 15

-forta tangentiala:

= 5.1710 ⋅

Fr12 Ft13

d 21 := 10

d22

3

-forta radiala:

Fr22 := Ft22⋅ tan ( αw) 2⋅T ar2 Ft23 := d41 := 18 d31

d 51 := 16

Fr23 := Ft23⋅ tan ( αw)

3

Ft24 :=

-forta tangentiala:

= 2.0410 ⋅

-forta Fr22radiala: = 1.5310 ⋅

3

3

= 5.60410 ⋅

Fr21

3

-fortaFtangentiala: ⋅ t22 = 4.20310

2⋅T ar2


3

-forta = 1.48610 ⋅ Fr23radiala:

3

-forta radiala: d41

2⋅T ar3 Ft35 := d ⋅ tan ( αw) Fr24 := Ft2471


4

-forta F tangentiala: ⋅ t35 = 1.39910 -forta radiala: ⋅ 3 Fr24 = 1.65110

3

Fr35 := 2 F⋅t35 ⋅ tan ( αw) T ar2 Ft25 := d51

-forta Fr35radiala: = 5.09310 ⋅ 3 -fortaFtangentiala: ⋅ t25 = 5.10410

Fr25 := Ft25⋅ tan ( αw) d 62 := 22

-forta = 1.85810 ⋅ Fr25radiala:

-pentru arborele IV avem:

Pagina 31

3

d72 := 35

d 91 81 := 14

-pentru arborele III avem: ar4 3 22 2⋅⋅⋅TT Tar3 ar4 -forta F tangentiala: F := = ⋅ 6.48210 t41 t41 := := FFt34 t31 t32 t33 t42 t43 t44 t51 t52 33333 d62 18 dd 21 22 dd dd dd

(( ))

Verificarea rulmentilor de pe fiecare arbore: -pentru arborele motor: k d := 1.1

-factorul dinamic pentru masina de gaurit

k t := 1

-factorul de temperatura.

n0 := 296

-turatia rulmentului, rot/min;

Lh := 2000

-durabilitatea nominala in ore de functionare;

p := 3

-exponentul ecuatiei durabilitatii pentru rulmenti cu bile; p

C1 := Fr0⋅ k d⋅ k t⋅

60⋅n 0⋅ Lh

C1

6

4

= 5.93410 ⋅

10

-pentru arborele I: k d := 1.1


k t := 1


n 1 := 224


Lh := 2000


p := 3

-exponentul ecuatiei durabilitatii pentru rulmenti cu bile; p

C2 := Fr13⋅ k d⋅ k t⋅

60⋅n 1⋅ Lh 6

C2

10

-pentru arborele II: k

4

= 4.31710 ⋅

Pagina 32

p

60⋅n 21⋅ Lh

C31 := Fr25⋅ k d⋅ k t⋅

C31

6

10

= 2.25510 ⋅ 4

-pentru arborele III: k d := 1.1

-factorul dinamic pentru masina de gau rit

k t := 1


n31 := 90


Lh := 2000


p := 3

-exponentul ecuatiei durabilitatii pentru rulmenti cu bile;

p

C41 := Fr31⋅ k d⋅ k t⋅

60⋅n 31⋅ Lh

C41

6

= 3.01110 ⋅ 4

10

-penrtu arborele IV: k d := 1.1


k t := 1


n 41 := 22


Lh := 2000


p := 3

-exponentul ecuatiei durabilitatii pentru rulmenti cu bile;

p

C51 := Fr41⋅ k d⋅ k t⋅

60⋅n 41⋅ Lh 6

C51

10

Pagina 33 -penrtu arborele V: k

4

= 1.67510 ⋅

Proiectarea unei Cutii de Viteze la Strungul Normal SNA 560

Recommend Documents