Cutia de Viteze a Unei Masini Unelte Specializate Pe Operatia de Strunjire
-
Upload
ionut-enachi -
Category
Documents
-
view
810 -
download
12
Transcript of Cutia de Viteze a Unei Masini Unelte Specializate Pe Operatia de Strunjire
Tema proiectului
Sa se priecteze cutia de viteze a unei masini unelte specializate pe operatia de strunjire cu urmatoarele date cunoscute:
Diametrul minim de prelucrare : dmin = 18 mm
Diametrul maxim de prelucrare : dmax = 52 mm
Viteza maxima de aschiare : Vas max = 26 m/min
Pierderea de productivitate : Δpmax = 20%
Avansul : s = 0.22 m/rot
Materialul prelucrat : sr = 49 daN/mm2
Durabilitatea : T = 60 min
Scula : Rp
Rata progresiei geometrice : φ = 1.25
Cuplarea motorului la cutia de viteze este prin curele trapezoidale
Etapele proiectului
1. Determinarea gamei de turatii.
2. Stabilirea schemei cinematice optime. Alegerea motorului electric de antrenare.
3. Trasarea diagramei structurale si de turatii.
4. Determinarea numarului de dinti a rotilor dintate. Calculul turatiilor reale.
5. Determinarea pierderilor relative de turatie.
6. Calcului modulului si ale elementelor constructile ale rotilor.
7. Calcului transmisiei prin curele.
8. Calcularea dimensiunilor arborilor.
9. Realizarea desenului de ansamblu, de executie si a desenului arborelui principal.
Determinarea gamei de turatii
Stabilirea turatiei minime si maxime :
Viteza de aschiere este:
Coeficientul de turatie este:
Stabilirea numarului de viteze :
n1 = nmin = 159
nk = nmax = 460 ... k = ?
Dupa stas seria de turatii este urmatoarea:
n1 = 140 rot/min
n2 = 180 rot/min
n3 = 224 rot/min
n4 = 280 rot/min
n5 = 355 rot/min
n6 = 450 rot/min
Stabilirea schemei cinematice optime. Alegerea motorului electric de antrenare
Pentru construirea unei scheme cinematice este necesara stabilirea formulei structurale. Pot fi utilizate urmatoarele formule structurale:
a. z = 6 = 3 x 2
b. z = 6 = 2 x 3
c. z = 6 = 2(1 + 1 x 2)
d. z = 6 = 2(1*+ 1 x 2)
Schema de aschiere la un strung:
ghidaj
sanie longitudinala
piesa
cutit
arboreprincipal
papusa mobila
papusa fixa
Fy
Fx
Fy
Fx
Varianta Nr.Rd Nr. Arb. Nr.bld. Nr.cplI. 3x2 10 3 2 -II. 2x3 10 3 2 -III. 2(1+1
·2)14 5 3 -
IV. 2(1*+1·2)
13 5 3 1
Compunerea fortelor la aschiere:
Fz
Fy
Fx
F
t = adancimea de aschiere (5mm)
s = avansul (0.22m/rot)
CFz = 200
XFz = 1; YFz = 0.75
kFz= 1 ÷ 1.5
Fz = 200 · 51 · 0.220.75 ·1.3
Fz = 417.6 [daN]
Puterea necesara aschierii este data dupa urmatoarea formula:
V – 26 m/min
μ = μTC · μRDn · μRUL
m · μA · μK
μTC = 0.98; μRD = 0.98; μRUL = 0.99; μA = 0.95; μk = 0.98;
n – numar de angrenaje ce transmit miscarea la un moment dat = 2.
m – numarul de rulmenti = 6.
μ = 0.98 · 0.982 · 0.996 · 0.95 · 0.98
μ = 0.82
ASI 100L – 28 – 8 (nm – 705 [rot/min], N - 0.75 [Kw])
Trasarea diagramelor structurale si de turatie.
Reprezentarea grafica sub forma de diagrama a structurii cutiei de viteze ce furnizeaza informatii despre numarul arborilor, angrenajelor din fiecare grupa cinematica, trepte de turatie pentru fiecare arbore intermediar si pentru arborele final si valoarea saltului de turatie.
Alegerea diagramei de turatii optime se face tinand cont de :
Sa fie de tip arborescent
Saltul de turatie nu trebuie sa depaseasca 8
Saltul trebuie sa fie crescator
Numarul diagramelor posibile se poate calcula cu urmatoarea relatie:
k – numarul de termeni ai ecuatiei
n,m,p – numarul de factori identici ai ecuatiei
Pentru ecuatia de forma 6 = 3 x 2 avem:
a b
c d
a. 6 = 31 x 23
b. 6 = 32 x 21
c. 6 = 21 x 32
d. 6 = 23 x 31
Diagramei de turatii aleasa ca fiind cea mai buna este:
In final in realizarea schemei cinematice pentru cutia noastra, se adauga un al 4-lea ax pentru a micsora efectele de fibrare ale cutiei de viteze. De asemenea acest al 4-lea arbore este cel principal cu o roata dintata fixa.
zz
z
zz
z
zz
zz
z
Determinarea numarului de dinti ai rotilor dintate
Calculul se face pe grupe cinematice dupa cum urmeaza: I – II, II – III, III – IV.
Grupa 1 – z1/z2, z3/z4, z5/z6
Grupa 2 – z7/z8, z9/z10
Grupa 3 – z8/z11
Grupa 1 – dupa calculele aferente se realizeaza un tabel in care se reprezinta rapoartele de transmisie (descrescator, constant, crescator), numerele prime intre ele si raportul numarului de dinti.
Pentru transmiterea puterii de la un arbore la altul trebuie utilizat un numar minim de dinti la rotile dintate folosite. Acest numar este:
unde avem mai departe:
Mmin = c.m.m.d.c. al termenilor comuni si necomuni ai sumelor de forma (An+Bn). La noi este 2 si 9. Asadar 2 · 32 = 18.
Cmin = catul minim
zmin – numarul minim de dinti ai unei roti dintate cu dantura necorijata = 17
Asadar numarul minim de dinti intr-un angenaj nu este mai mic de 54.
Pentru a afla numarul de dinti pentru roata conjugata folosim urmatoarea formula:
Aflarea celei dea doua roti reiese din formula:
Deci pentru fiecare roata dintata in parte se afla numarul de dinti:
z1 = 54 · 1/2 = 27
z2 = 54 - 27 = 27
z3 = 54 · 4/9 = 24
z4 = 54 - 24 = 30
z5 = 54 · 5/9 = 30
z6 = 54 · 30 = 24
Ratia geometrica
1+1=2
5+4=9
4+5=9
Grupa 2
Numarul minim de dinti este 72
Mmin = 18
Numarul de dinti ai rotii conjugate si complementara acesteia:
z7 = 72 · 5/9 = 40
z8 = 72 - 40 = 32
z9 = 72 · 7/18 = 28
z10 = 72 - 28 = 44
Ratia geometrica
5+4=9
7+11=18
Grupa 3
Datorita faptului ca z11 intra in angrenaj cu z8 aceasta roata va avea caracteristicile grupei a 2-a. Deci:
z8 = 32 deci z11 = 40
Determinarea valorilor reale ale treptelor de turatie
Determinarea pierderilor relative de turatie
nr – turatia reala
nn – turatia normalizata
In general pierderea de turatii este acceptata intre valorile de -2 ÷ 3%. Asadar diagrama pierderilor de turatii este urmatoarea:
Calculul modulului si al elementelor constructive ale rotilor dintate
Modulul minim necesar va rezulta din conditia asigurarii rezistentei minime la incovoiere la baza dintelui, avand in vedere conditia de functionalitate a majoritatii masinilor unelte ce au in componenta roti dintate.
Deoarece Σ numarului de dinti ale angrenajelor mintate intre doi arbori este constant, modulul va fi acelasi pentru toate angrenajele.
Calculul se face pentru angrenajul ce contine pinionul cu nr cel mai mic de dinti. Se considera cunoscute urmatoarele date:
P0 – puterea de intrare in lantul cinematic
n0 – turatia de intrare in lantul cinematic
nki – turatia pe fiecare arbore k dupa caum apare in diagrama de turatii
iki – raportul de transmisie pentru fiecare angrenaj
ik – raportul de transmitere corespunzatoare angrenajului cu pinionul cu numarul cel mai mic de dinti
Mtk – momentul de torsiune pe arborele k, determinat de turatia minima nk.
μL – randamentul lagarului = 0.99
μtm – randamentul transmisiei mecanice = 0.98
ki – factorul dinamic exterior = 1.25
kv – facorul dinamic interior = 1.15
kα – factor re repertitie frontal = 1.15
kβ – factor de repartitie longitudinala a sarcinii pentru solicitarea piciorului dintelui = 1.15
yF – factorul de forma a dintelui = 2.4
yB – factorul unghiului de inclinare a dintelui = 1
ψa – raport intre latimea rotii si latimea intre axe = 0.4
σFP – tensiunea admisibila de incovoiere la oboseala a piciorului dintelui
σ0lim – lensiunea limita pentru oboseala la incovoiere = 588 Mpa
kFN – factorul minim de cicluri de functionare = 1 pentru un numar > de 107
cicluri de functionare.
yFX – facor de forma = 1 pentru module <5
yS – factorul concentratorului de tensiuni in functie de influenta razei de racordare a piciorului dintelui = 1
SF – factorul de siguranta = 1.5
Grupa 1
ik = 4/5
zk = 24 dinti
P1 = Pm · 0.92 · 0.99 = 0.75 · 0.98 · 0.992 = 0.67 kW
Mt1 = 955 · 104 · 0.67/355 = 18024 Nm
σFP = 588/3 = 196 Mpa
Valoarea lui m1 trebuie rotunjita dupa valoarea modulelor standard:
0.5, 1, 1.5, 2, 2.5
Se alege valoarea imediat urmatoare fata de valoarea calculata, deci m1 = 1.5
Grupa 2
ik = 7/11
zk = 28 dinti
P2 = P1 · 0.98 · 0.99 = 0.75 · 0.92 · 0.992 = 0.64 kW
Mt2 = 955 · 104 · 0.64/280 = 21830 Nm
σFP = 588/3 = 196 Mpa
Valoarea lui m2 trebuie rotunjita dupa valoarea modulelor standard:
0.5, 1, 1.5, 2, 2.5
Se alege valoarea imediat urmatoare fata de valoarea calculata, deci m2 = 2
Grupa 3
Datorita faptului ca rotile z8 si z11 sunt in angrenaj permanent rezulta ca trebuie sa aiba acelasi modul cu cel din grupa cinematica 2.
Calculul elementelor geometrice pentru rotile dintate.
Ddi – diametrul de divizare
Dei – diametrul exterior
Dfi – diametrul la fund
hai – inaltimea dintelui
hfi – inaltimea piciorului dintelui = 1.25 · m
A – distanta intre axele rotilor
Bi – latimea rotii
Ψa – 0.4
Grupa 1 : m = 1.5,
AI-II – mm
Rapoarte – 24/30, 27/27, 30/24, rotile 1....6
Grupa 2 : m = 2,
AII-III – mm
Rapoarte – 40/32, 28/44, rotile 7....10
Grupa 3 : m = 2,
AIII-IV – mm
Rapoarte – 32/40, roata 11
Dd1,2 = 27 · 1.5 = 40.5mm
De1,2 = 40.5 + 2 · 1.5 = 43.5mm
Df1,2 = 40.5 – 2(1.25 · 1.5) = 36.75mm
B1,2 = 0.4 · 40.5 = 16.2mm
Dd3,6 = 24 · 1.5 = 36mm
De3,6 = 36 + 2 · 1.5 = 39mm
Df3,6 = 36 – 2(1.25 · 1.5) = 32.25mm
B3,6 = 0.4 · 40.5 = 16.2mm
Dd4,5 = 30 · 1.5 = 45mm
De4,5 = 45 + 2 · 1.5 = 48mm
Df4,5 = 45 – 2(1.25 · 1.5) = 41.25mm
B4,5 = 0.4 · 40.5 = 16.2mm
Dd7,11 = 40 · 2 = 80mm
De7,11 = 80 + 2 · 2 = 84mm
Df7,11 = 80 – 2(1.25 · 2) = 75mm
B7,11 = 0.4 · 72 = 28,8mm
Dd8 = 32 · 2 = 64mm
De8 = 64 + 2 · 2 =68 mm
Df8 = 64 – 2(1.25 · 2) = 59mm
B8 = 0.4 · 72 = 28.8mm
Dd9 = 28 · 2 = 56mm
De9 = 56 + 2 · 2 = 60mm
Df9 = 56 – 2(1.25 · 2) = 51mm
B9 = 0.4 · 72 = 28.8mm
Dd10 = 44 · 2 = 88mm
De10 = 88 + 2 · 2 = 92mm
Df10 = 88 – 2(1.25 · 2) = 83mm
B10 = 0.4 · 72 = 28.8mm
Calculul parametrilor transmisiei prin curele
Se cunosc urmatoarele date:
- Puterea motorului P = 0.75kW
- Turatia motorului nm= 705 rot/min
- Turatia rotii conduse n0= 355 rot/min
Conform STAS se alege o curea ingusta de tip SPZ cu urmatoarele caracteristici:
- Latimea primitiva Lp= 8.5mm
- Inaltimea h = 8mm
Raportul de transmitere intre cele doua roti este:
Se alege diametrul primar al rotii conducatoare dupa STAS.
Dpi = 63...180
Se va alege o valoare rotunda, deci Dp1= 100mm.
De la aceasta marime se calculeaza diametrul rotii conduse:
Dp2= in· Dp1= 198mm
Dpmediu = (Dp1+Dp2)/2 = 149mm
Se calculeaza distanta preliminara intre axele celor doua roti de curea
Calculam unghiurile δ dintre ramurile curelei.
δ = 2 arcsin 0.16 = 2 · 9.38
δ = 18.76
calculam unghiurile β1, β2, de infasurare a curelei pe roti:
1
2
Dp1
Dp2
A
Calculul vitezei periferice v a curelei:
Calculul lungimii primitive a curelei:
Din STAS se alege cea mai apropiata marime de cea calculata, cureaua folosita de noi va fi SPZ 1120mm.
Se recalculeaza distanta dintre axele rotilor dupa cum urmeaza:
A = 322.36mm
Se calculeaza numarul de curele necesare transmisiei:
Cf – 1.1, CL – 0.93, Cβ – 0.93, P0 – 0.68kW, Cz – 0.95
Calculul frecventei incovoierilor:
Calculul fortei periferice:
Calculul fortei de intindere a curelei:
Calculul cotelor de modificare a distantelor axiale:
Calculul diametrelor exterioare pentru rotile de transmisie:
Calculul latimii rotilor transmisiei:
Elementele goemetrice ale rotii de cutea:
Conform STAS avem urmatorii parametrii:
- Lp – latimea primara = 8.5 mm
- hc – inaltimea canalului deasupra liniei primitive = 2.5 mm
- m – adancimea canalului sub linia primitiva = 9 mm
- f – distanta intre axa canalului si cea mai apropiata de fata rotii
- e – distanta dintre axele a doua canale vecine =
- α – unghiul canalelor =
r 0.5
r 0.5
nm
h
Lp
f
B
e
De
Dp
Calculul arborilor
Se face un calcul de predimensionare al arborilor la solicitarea de torsiune cu urmatoarea relatie:
ad- resistenta admisibila la torsionare
Pi – puterea pe arbore
ni – turatia minima
Axul I
P= 0.75 kW, μtm =0.97, μL=0.99, n1= 355 rot/min
Axul II
Axul III
OLC 45:
σr – 650 N/mm2, σad – 250 N/mm2, σai – 185 N/mm2
α – 20o unghiul de angrenare
φ – 5o unghi de frecare
Dd
AIII
-IV
AI-I
I
FR1
FT1
FR1
FR2 FR2
FR3
FR3
FT1
FT2
FT2
FT3FT3