Mathcad - Sedinta Nr 2,3,4,5,6,7,8,9,10,11,

download Mathcad - Sedinta Nr 2,3,4,5,6,7,8,9,10,11,

of 37

  • date post

    30-Dec-2015
  • Category

    Documents

  • view

    26
  • download

    2

Embed Size (px)

Transcript of Mathcad - Sedinta Nr 2,3,4,5,6,7,8,9,10,11,

  • Proiect ORGANE DE MASINI

    Etapa nr 1

    Exemplu de calcul

    n 4.5:=parametri iesire:

    pout 500 n W:= pout 2.25 103 W=

    nout 100 n rpm:= nout 450 rpm=

    Alegerea motorului:

    Randamentul total:

    rd 0.99:=c 0.95:= et 0.95:= rul 0.99:=

    g c et rul2

    rd rul2

    et:=

    g 0.815=

    Motorul va trebui sa aiba o putere mai mare de:

    Pm.poutg

    :=

    Pm. 2.76 103 W=

    Se va alege un motor electric asincron din tabele (vezi indrumar), avand turatia si puterea maimari decat cele care reies din calcule, astfel incat valorile obtinute sa aiba acoperire.

    Am ales:

    ASI 100L-28-2

    nm 2860 rpm:=

    pm 3000 W:=

    1

  • Proiect ORGANE DE MASINI

    Calculul turatiilor arborilor:Raportul de transmitere al treptei prin curele:

    ird 2:= se alege conform recomandarilor din indrumar

    Deoarece turatia motorului este mult mai mare decat turatia necesara raportul detransmitere va fi:

    irednm

    nout:=

    ired 6.356=

    Atunci :

    iciredird

    := ic 3.178=

    Turatia primului arbore:

    n1nm

    ic:=

    n1 900 rpm=

    Turatia celui de al doilea arbore este data :

    n2 nout:=

    n2 450 rpm=

    Calculul puterilor transmise de fiecare arbore:

    Puterea transmisa primului arbore:

    p1 pm c:=

    p1 2.85 103 W=

    Puterea transmisa la arborele 2:

    p2 p1 rul2

    et rd:=

    p2 2.627 103 W=

    2

  • Proiect ORGANE DE MASINI

    Calculul momentelor transmise de fiecare arbore:Pt primul arbore:

    Observatie:Mathcadul face automat conversia atunci cand i se cere sa afisezeviteza unghiulara in rad/s.

    1 n1:=1 94.248

    rads

    =

    Mt1p11

    := Mt1 30.239 N m=

    Pt al doilea arbore:

    2 n2:=

    2 47.124rads

    =

    Mt2p22

    := Mt2 55.748 N m=

    Schema cinematica a reductorului:

    n1 900 rpm=

    p1 2.85 103 W=

    Mt1 30.239 N m=

    n2 450 rpm=

    p2 2.627 103 W=

    Mt2 55.748 N m=

    pm 3 103 W= nm 2.86 10

    3 rpm=

    3

  • Proiect ORGANE DE MASINI

    Etapa nr 2:

    PROIECTAREA TRANSMISIEI PRIN CURELE TRAPEZOIDALE

    Calculul transmisiei prin curele trapezoidale cu arbori paraleli este standardizat(STAS1163 '96 71).Se alege o curea de tipul SPZ (vezi indrumar)

    Am ales diametru primitiv al roti de curea conducatoare conform STAS 1162-67 (vezi indrumar)

    d1p 80 mm:=Diametrul primitiv al rotii mari este:

    d2p ic d1p:=

    d2p 254.222 mm=

    Distanta dintre axe trebuie sa respecte conditia:

    0.7 d1p d2p+( ) A 2 d1p d2p+( )Am ales :

    Ap 350 mm:=

    Unghiul dintre ramurile curelei:

    2asind2p d1p

    2Ap

    :=

    28.824 =

    Unghiul de infasurare a rotii mici:

    1 180 :=

    1 151.176 =

    Unghiul de infasurare a rotii mari:

    2 180 +:=2 208.824 =

    Lungimea primitiva a curelei:

    Lpc 2Apd1p d2p+( ) pi

    2+

    d2p d1p( )24Ap

    +:=

    Lpc 1.247 103 mm=

    4

  • Proiect ORGANE DE MASINI

    Lungimea primitiv a curelei se rotunjete la valoarea standardizat cea mai apropiat.

    Se alege o curea cu lungimea de 1250mm vezi tabel( )

    Lp 1250 mm:=

    Viteza periferica a curelei:

    m nm:=vd1p

    2m:=

    v 11.98m

    s=

    Numarul preliminar de curele:

    cf 1:= a 180 1( ):= x a 0.003:=c 1 x:= cl 0.93:= P0 3.18kW:= Puterea transmisa de o curea

    zo

    cf pm

    cl c P0:=

    zo 1.016=

    Numarul final de curele:

    cz 0.95:= Ales din tabel:zzo

    cz

    :=

    z 1.069=

    Se adopta doua curele:

    Frecventa indoirii curelei:x 2:= nr de roti de curea din transmisie;

    Fv

    Lpx 103:=

    F 14.464 Hz=

    Forta periferica transmisa:

    Fcpmv

    :=

    Fc 250.419 N=

    Forta de intindere a curelei, respectiv cea de apasare pe arbore:

    Fi 1.5 Fc:=

    5

  • Proiect ORGANE DE MASINI

    Fi 375.628 N=Se realizeaza desenul de executie al rotii de curea, conducatoare:

    ETAPA NR 3:PREDIMENSIONAREA ANGRENAJULUI;

    Alegerea materialului pt confectionarea rotilor:Se va folosi un otel carbon normalizat (OL 50) deoarece reductorului nu-i sunt impuse dimensiuni de gabarit;

    HB 260:=

    c 360N

    mm2

    := r 620N

    mm2

    := flim 0.4 HB 140+( )N

    mm2

    :=flim 244 MPa=

    Predimensionarea angrenajului: Hlim 1.5 HB 200+( )N

    mm2

    :=

    Distanta dintre roti:Hlim 590

    N

    mm2

    =

    u ird:=

    KA 1:= KV 1.1:= KH 1.15:= Mt1 30.239 N m= a 0.6:=

    ZM 271N

    mm2

    := ZH 1.77:= Zs 1:= SH 1.25:= KHN 1:=

    6

  • Proiect ORGANE DE MASINI

    ZW 1:=ZR 1:=

    ap 1 u+( )3

    KA KV KH Mt1

    2 u a

    ZM ZH Zs

    HlimSH

    KHN ZR ZW

    2

    :=

    ap 76.314 mm=Se alege o valoare mai mare din STAS

    a 90 mm:=

    Determinarea modulului normal al rotilor dintate:

    K 1:= KF 1.15:= YF 2.25:= Y 1:= SF 1.5:= KFN 1:= YS 1:=

    YFx 1:=

    mnpMt1 1 u+( ) KA KV K KF YF Y

    a a2

    flimSF

    KFN YS YFx

    :=

    mnp 0.327 mm=

    Se alege din STAS o valoare mai mare:

    mn. 1 mm:=

    Stabilirea numarului de dinti pentru pinion:

    Z1max2 a cos 0( )

    mn. 1 u+( ):=

    Z1max 60=Se adopta conform recomandarilor din indrumar:

    Z1. 32:=Se recalculeaza modulul normal al pinionului tinand cont de nr de dinti al acestuia:

    mns

    2 a cos 0( )Z1. 1 u+( )

    :=mns 1.875 mm=

    Se adopta o valoare STAS( conform indrumar )

    mn 2 mm:=

    Se recalculeaza numarul de dinti ai pinionului cu noua valoare a modulului:

    Z1p2 a cos 0( )mn 1 u+( )

    :=

    Z1p 30=Se alege valoarea imediat inferioara

    Z1 30:=

    7

  • Proiect ORGANE DE MASINI

    Z2p ird Z1:=

    Z2p 60=Se recomanda scaderea sau adunarea unui dinte la numarul de dinti al rotii conduse , deoarece daca numarul de dinti al rotii conduse este divizibil la numarul de dinti al pinionului, inseamna caperiodic aceiasi perechi de dinti vor intra in angrenare si vor duce la uzura neuniforma a angrenajuluiZ2 59:=

    Calculul raportului de transmitere efectiv al angrenajului:

    ird.Z2Z1

    := ird. 1.967=Se verifica abaterea acestuia fata de valoarea data initial

    iird. ird

    ird100 %:=

    i 1.667 %=

    Este mai mica decat 3%, deci numarul de dinti pt roti este satisfacator:

    Calculul deplasarii danturi:Se calculeaza distanta de referinta dintre axe:

    ar

    mn Z1 Z2+( )2 cos 0( ):=

    ar 89 mm=Avem deplasare pozitiva de profil a danturi deoarece valoarea obtinuta este mai mica decat cea aleasa din STAS

    a ar 1 mm= valoarea obtinuta este mai mica decat 1.3*m conform recomandarilor dinindrumar

    Se adopta ungiul de presiune pe cercul de divizare

    t 20 :=

    Unghiul de angrenare in plan frontal:

    wt acosar

    acos t( )

    :=

    wt 21.682 =

    Suma coeficientilor deplasarilor celor doua roti:

    inv wt( ) tan wt( ) pi180 wt:=inv wt( ) 0.019=

    n 20 :=

    inv t( ) tan t( ) pi180 t:= inv t( ) 0.015=( ) ( )

    8

  • Proiect ORGANE DE MASINI

    s Z1 Z2+( ) inv wt( ) inv t( )2 tan n( ):=s 0.52=

    Se adopta din diagrama 1 apoi se determina 2 din relatia lui s1 0.51 s:= 1 0.265=

    2 s 1:= 2 0.255=

    Etapa nr 4:Calculul elementelor geometrice ale angrenajului:

    numar de dinti:

    Z1 30=Z2 59=Unghi de inclinare pe cilindrul de divizare 0:=Unghi de presiune pe cilindrul de divizare in plan frontal: n 20 =Unghi de presiune pe cilindrul de divizare in plan frontal: t 20 =Unghi de angrenare in plan frontal: wt 21.682 =Modulul normal; mn 2 mm=

    pas normal: pn mn pi:= pn 6.283 mm=Modul frontal(nu este cazul)Coeficientul deplasarii de profil: 1 0.265= 2 0.255=Inaltimea capului dintelui:

    h0a 1:=

    ha1 mn h0a 1+( ):= ha2 mn h0a 2+( ):=ha1 2.531 mm= ha2 2.51 mm=Inaltimea piciorului dintelui:

    h0f 1.25:=

    hf2 mn h0f 2( ):=hf1 mn h0f 1( ):=hf2 1.99 mm=hf1 1.969 mm=

    Inaltimea dintelui:h mn h0a h0f+( ):=h 4.5 mm=

    Diametru de divizare:

    9

  • Proiect ORGANE DE MASINI

    d1 mn Z1:= d2 mn Z2:=d1 60 mm= d2 118 mm=Diametru de cap:

    da1 d1 2 ha1+:= da2 d2 2 ha2+:=da1 65.062 mm= da2 123.02 mm=

    Diametru de picior:

    df1 d1 2 hf1:= df2 d2 2 hf2:=df1 56.062 mm= df2 114.02 mm=

    diametru de baza;

    db1 d1 cos t( ):= db2 d2 cos t( ):=db1 56.382 mm= db2 110.884 mm=

    Diametrul de rostogolire:

    dw1 d1cos t( )

    cos wt( ):= dw2 d2cos t( )

    cos wt( ):=dw1 60.674 mm= dw2 119.326 mm=

    latimea danturii rotii:

    b2p a a:=

    b2p 54 mm=

    se alege o marime mai mare:

    b2 70 mm:= b1 b2p:=

    10

  • Proiect ORGANE DE MASINI

    Forte in angrenaj:Forta tangentiala:

    Ft12 Mt1

    d1:= Ft1 1.008 10

    3 N=

    Forta radiala:

    Fr1 Ft1 tan t( ):= Fr1 366.875 N=Forta axiala nu apare, deoarece dintii sunt drepti.Forta normala:

    Fn Ft12 Fr1

    2+:= Fn 1.073 10

    3 N=

    Verificarea angrenajului:a)Verificarea subtaierii dintilor:Se calculeaza pt pinion deoarece acesta are nr de dinti mai mic:

    11

  • Proiect ORGANE DE MASINI

    Zmin12 h0a 1( )

    sin t( )2:=

    Zmin1 12.559= LaSubtaiere "verifica" Zmin1 Z1if

    "NU verifica" otherwise

    :=

    LaSubtaiere "verifica"=b)Verificarea continuitatii angrenarii:

    pt verificare la clasele de precizie 5,6,7 1.1>

    da12 db1

    2

    2 pi mn cos t( )da2

    2 db22

    2 pi mn cos t( )+a sin wt( )pi mn cos t( ):=

    1.63= LaContinuitate "verifica" 1.1 if

    "NU verifica" otherwise

    :=

    LaContinuitate "verifica"=c) Verificarea interferentei dintilor: Diametrul inceputului profilului evolventic:

    dl1 db1 1 tan t( ) 2 h0a 1( )Z1 sin t( ) cos t( )

    2

    + 57.63 mm=:=

    dl2