Determinarea Numarului de Dinti Pentru Rotile Angrenajului

8/19/2019 Determinarea Numarului de Dinti Pentru Rotile Angrenajului

1/13

Determinarea numarului de dinti pentru rotileangrenajului

Modulul normal al rotilor dintate se determina in functie de tipul

automobilului si de valoarea momentului maxim ce trebuie transmis.

Rezulta:

Distanta dintre axele arborilor:

Se adopta:

Unghiul de inclinare a danturii se adopta :

°C

Treapta I

Se adopta:

DP 1

mn25.4

DP

2.117

mn 3

C 26

2 Mmax

10 124.692

C 12

21

z1 1

z2 isv1prim z1 59.318

1 acos

z1 z2 mn2 C

1 25

z1 17 dinti

z2 60dinti


2/13

z4 51

Aceasta este treapta de priză directă, drept urmare nu vom realiza un calcul pentru determinarea numărului de dinți ai roților angrenajului.

z4 z3 isv2 50.836

z3 24

Treapta II

Treapta III

Se adopta:

Rezulta :

Treapta IV

z3

2 C

cos 25

180

mn 1 isv2

z5 2 C

cos 25

180

mn 1 isv3 30.697

z6 z5 isv3 44.828

z5 31 z6 44


3/13

Soluția pentru treapta de mers înapoi se alege in funcție de posibilitățileconstructive ale schimbătorului de viteze precum si de raportul de transmiterenecesar unei forțe de tracțiune Ft destul de mare si a unei viteze reduse dedeplasare, pentru a da posibilitatea unei manevrări corecte.

In cazul schimbătoarelor de viteze cu 5 trepte , pentru obținerea treptei de

mers inapoi se utilizează, în general, un pinion suplimentar, montat liber pe unarbore suplimentar, aflat in angrenare permanenta cu ultimul pinion al arborelui

primar.

z9 2 C

cos 25

180

mn 1 isv5 39.267

z10 z9 isv5 36.259

Treapta V

Se adopta:

z9=39,z10=37

Stabilirea numarului de dinti pentru mersul inapoi

În cazul roţilor de mers înapoi vom alege roţi cu dinţi drepţi pentru a puteafolosi mecanismul de cuplare cu roată baladoare. Deşi apar şocuri şi zgomote înangrenare, folosirea limitată a acestora permite folosirea acestei soluţii.

Raportul de transmitere în cazul mersului înapoi se consideră aproximativ egalcu cel al primei trepte, din condiţia de pantă maximă, ce trebuie urcată în ambelesensuri.


4/13

iR =

Se alege zR1= 17 dinți.Se consideră ca raportul de transmiter în marșarier să fie iR =3.4.Rezultă zR3=57,8.

Adopt zR3=58 dinți IR definitivat=3,41

Dimensiuni le rotilor dintate

Elemente care se cunosc: β , ASTAS ,i , z, m n ,αon , αof , αrf

Elemente calculate:

1.Cremalier a de referinţă:

a0=m=3 mm

b0=1.25*m=3.75 mm

c0=0.25*m=0.75 mm

pn= *m=9.42 mm

h0=a0+b0=6.75 mm

2.Cremaliera de referinţă în plan frontal:

mf = mn/cosβ

pf = mf *Π

3.Diametre de divizare, de bază şi de rostogolire:

Dr1 Dd1 cos of ( )

cos rf ( )

Dd1 mf z1

Dd2 mf z

Db1 Dd1 cos of ( )

Db2 Dd2 cos of ( )

Dr2 Dd2 cos of ( )

cos rf ( )


5/13

4.Diametre interioare şi exterioare:

Proiectarea roților dințate

Alegerea materialului pentru roțile dințate

La proiectarea schimbătorului de viteze trebuiesc respectate anumite cerințeși parametrii cum ar fi silențiozitatea și fiabilitatea angrenajelor.Toate acestecaracteristici se datorează în primul rând materialului din care sunt fabricate roțiledințate.

Autovehiculul de proiectat având un motor ce produce un cuplu maxim de170 Nm, este nevoie de un material rezistent la fabricare componentelor

transmisiei.

Am studiat mai multe materiale, prezentate în figura 6.7.

Figura 5.7 Materiale roți dințate

Di1 Dd1 2 mnstas 1.25 xn1( )

Di2 Dd2 2 mnstas 1.25 xn2( )

De1 Dd1 2 mnstas 1 xn1( )

De2 Dd2 2 mnstas 1 xn2( )


6/13

Analizând materialele din figura 5.7, am ales materialul 21MoMnCR 12 ⃰ ,acesta având proprietăți corespunzătoare cerințelor.

Duritate: HB = 250...330

Rezisteța la piciorul dintelui: σF lim = 380...460 MPa

Rezistența la pitting: σH lim = 1600 MPa

Limita de rupere: σr = 1070...1090 N/mm2

Limita de curgere: σc = 830...840 N/mm2


7/13

Calculul geometric al angrenajelor

Inainte de a incepe calculul efectiv al dimesiunilor rotilor dintate se definesc elementelecremalierei de referinta:

Fig.5.8 – Elementele cremalierei de referință

Se mai calculează:

Unghiul profilului danturii in plan frontal:

cos

)( nt

tg arctg (5.10)

Unghiul de rostogolire frontal:

t wt a

a cosarccos

12

01 2 (5.11)

Unde cos2

)( 2101 2

z z ma

(5.12)


8/13

Suma deplasărilor specifice ale danturii in plan normal

n

t wt

sntg

invinv z z x x x

2)( 2121

(5.13)

Se calculeaza elementele geometrice ale fiecarei roti din angrenaj. In Figura 6.8 sunt

reprezentate si semnificatiile lor.

Se calculeaza:

Modulul frontal:

cos

mmt (5.14)

Diametrele de divizare:

2,12,1 z md t (5.15)

Diametrele de baza:

t b d d cos2,12,1 (5.16)

Diametrele de rostogolire:


9/13

wt

t

w d d

cos

cos2,12,1 (5.17)

Diametrele de picior:

2,1

*

0

*

02,12,1 2 xchmd d an f (5.18)

Diametrele de cap:

22

*

0121 2 d xhmad ana (5.19)

11

*

0122 2 d xhmad ana (5.20)

Inaltimea dintelui:

2

2,12,1

2,1

f a d d h

(5.21)

Latimea dintelui:

12 d b (5.22)

21 )2...1( bmb (5.23)

Gradul de acoperire in plan frontal:

wt

at at tg z z tg z tg z

222

212211 (5.24)

Gradul de acoperire suplimentar datorita inclinarii dintilor:

sin2

m

b

(5.25)

Unde:

t

a

at d

d cosarccos

2,1

2,1

12 (5.26)

Gradul total de acoperire:

(5.27)


10/13

Calculul si proiectarea arborilor

Alegerea materi alelor

Materialul din care sunt fabricati arborii cutiei de viteze trebuie sa asigure

condiții complexe de rigiditate, rezistență și duritate.În funcție de construcțiaarborilor, pentru executarea lor se folosesc, în general, oțeluri aliate. Din cauzacondițiilor impuse, dar si din cauza puterii si momentului motor, se va folosi pentru

construcția arborilor, același material din care sunt fabricate și roțile dințate. Acestarespecta toate conditiile, si, din cauza proprietatilor sale superioare altor oteluri, va

face ca arborii sa aiba dimensiuni rezonabile.

Se alege, deci, 21MoMnCr 12*:

HB = 250...330

σr = 1070...1090 N/mm2 σc = 830...840 N/mm2σ-1=440 MPa

τ0=410 MPa.

Treapta m d[mm] d b[mm] df [mm] da[mm] h[mm] b[mm] ε[%]

I 1 3 87.17 80.36 75.6 88.8 6.6 20

1.087 2 46.70 43.05 39 52.2 6.6 19

II 1 3 78.02 71.92 66.6 79.8 6.6 20 2.395 2 56.18 51.79 48 61.2 6.6 19

III 1 3 68.44 63.09 55.6 69.8 7.1 20

1.869 2 65.18 60.08 54 67.2 6.6 19

V 1 3 43.69 40.28 36 49.2 6.6 20

2.337 2 90.50 83.43 78.6 91.8 6.6 19

AP 1

3 45.30 41.76 36 49.2 6.6 20

2.201 2 87.36 80.53 72.6 85.8 6.6 19


11/13

\

Dimensionare cap arbore primar

Arborele ambreiajului (care este şi arborele primar la schimbătorului deviteze) are o porţiune canelată pe care se deplasează butucul discului condus.Arborele este solicitat la torsiune de către momentul de calcul al ambreiajului Mc.

Diametrul interior se determina cu relatia:

3 max

2,0 at i

M d

MPaat 300 Diametrul interior al arborelui canelat se adoptă din STAS după care se

adoptă şi celelalte elemente ale canelurii.Se face verificarea la strivire şi laforfecare.

][18,243002,0

102305,13

3

mmd i

Din tabelul 5.10 se alege diametrul di=25 mm

Tabel 5.10 Standard privind dimensionarea capetelor de arbori


12/13

Arborele va fi prevazut cu caneluri. Forţa F care solicită canelurile se consideră că esteaplicată la distanţa r m faţă de axul arborelui şi se determină cu relaţia:

iem d d

M

r

M F

maxmax 2

(5.29)

r m – raza medie a arborelui canelatde – diametrul exterior al arborelui canelatdi – diametrul interior al arborelui canelat

mmd i 25

Calculul pentru alegerea rulmentilor

Rulmentii se aleg din cataloage in functie de capacitatea de incarcaredinimica. Dependenta dintre capacitatea de incarcare dinamica si durata de

functionare a rulmentilor este data de relatia:

√

(7.1)

,in care : D-durata de functionare in milioane de rotatii;

Q-sarcina echivalenta In N;

C-capacitatea de Incarcare dinamica In N; p-exponent de depinde de tipul rulmentului,(p=3 pentru rulmentii cu

bile)

Relatia este valabila pentru rulmentii care lucreaza la sarcina si turatie

constanta.

Durabilitatea D, In milioane de rotatii se poate exprima cu relatia:

(7.2)

In care: Dh este durata de functionare In ore;

n- turatia inelului rulmentului rot/min;


13/13

Capacitatea de incarcare in acest caz se determina cu relatia :

√

In care Qm este sarcina echivalenta medie, iar durata de functionare D estecalculată cu relațiaPrin sarcina echivalentă medie Qm se întelege încarcarea care actionand

asupra rulmentului la turatia echivalenta, nech are acelasi efect asupra lui ca si

exploatarea in regim stationar.

d [mm] D [mm] B [mm] C [kN]C0

[kN]

25 62 17 33.5 24

Documents

Determinarea Numarului de Dinti Pentru Rotile Angrenajului