determinarea raportului tr principale final

8/16/2019 Determinarea Raportului Tr Principale FINAL

1/31


2/31

−¿

i0 pred=0.377 ∙

0.32 ∙1 ∙7000

1.03 ∙260=3.15¿

Valoarea determinată a lui i# reprezintă raportul numerelor întregi de dinţi ai roţilor dinţate ale

transmisiei principale a!late în angrenare.

Deoarece valoarea predeterminată a lui i# este mai mică dec6t 7, se va !olosi o transmisie

principală simplă, cu o singură pereche de roti dinţate con!orm indicaţiilor din ..... . Dispunerea

transversală a motorului si a transmisiei !ace ca roţile din angrenarea ale transmisiei principale să

!ie roţi dinţate cilindrice, aşa cum sunt prezentate în schema cinematică din !igura.... .

8igura... 9chema cinematică a transmisiei principale

:n care$

% - reprezintă arborele secundar al cutiei de viteze

% + reprezintă pinionul transmisiei principale montat pe arborele primar ce are * p dinţi

% reprezintă coroana transmisiei principale cu *c dinţi

% 3 reprezintă carcasa di!erentialului

% 4;,4;; sunt ieşirile cuplului către rotile motoare


3/31

:n cazul transmisiei principale simple, raportul de transmitere se calculează cu relaţia...$−¿

i0=

Z c

Z p¿

De!initivarea raportului de transmitere al transmisiei principale

entru de!initivarea raportului de transmitere i# se aleg perechi de numere de dinţi pentru roţile

din angrenare ast!el înc6t raportul e!ectiv să !ie cat mai apropiat de raportul predeterminat, iar

dimensiunile de gabarit să !ie cat mai mici.

entru început se alege numărul de dinţi ai pinionului de atac care trebuie sa !ie cuprins în

intervalul -3...-7 dinţi.

:. se alege * p--3 dinţi şi se determină *c- cu !ormula... .

Z c 1=i0 pred ∙ Z p1

Z c 1=3.15 ∙14=44.1dinţi

Valoarea obţinută prin calcul *c- se rotun


4/31

:::. 9e procedează ca în cazul :. pentru determinarea numărului de dinţi şi a raportului

e!ectiv$

se alege * p-7 dinţi şi se determină *c cu !ormula... .

Z c 3=3.15 ∙17=53.55

9e alege numărul de dinţi *c+ 43 dinţi prin rotunste necesar să se determine caracteristica puterii motorului în treapta în care se atinge viteza

maximă, pentru !iecare dintre rapoartele transmisiei principale determinate. entru acest lucru se

determină turaţia motorului în !uncţie de viteza cu !ormula... de deplasare şi puterea motorului

necesară cu !ormula.... .

nm= V ∙ i0 ∙i sn

0.377 ∙ rr [ rot min ]

P= M m ∙ωm[kW ]


5/31

ωm=π ∙nm

30[rad

s ]

unde$

% nm este turaţia motorului &rotmin'

% este puterea motorului &0?'% @m este momentul motor constant @m+7# &Am'

% Bm este viteza unghiulară a motorului &rads'

:n tabelul .... se centralizează rezultatele calculului turaţiei şi puterii cu !ormulele de mai sus, în

!uncţie de viteza de deplasare împreună cu puterea necesară învingerii rezistenţleor totale la

înaintare.

V[km/h]

i0ef1 i0ef2 i0ef3 i0predPre

[kWnm[rot/min]

P [kW] nm[rot/min]

P [kW] nm[rot/min]

P [kW] nm[rot/min]

P [kW]

0 0 0 0 0 0 0 0 0 020 548.1266

611.9428

4534.4661

811.64519 541.29642 11.79402 537.8813

011.7196

11.283

40 1096.25332

23.88567

1068.93236

23.29039 1082.59284

23.58803 1075.76260

23.43921

3.2718

60 1644.37997

35.82851

1603.39854

34.93558 1623.88926

35.38205 1613.64390

35.15882

6.2805

80 2192.50663

47.77134

2137.86472

46.58078 2165.18568

47.17606 2151.52520

46.87842

10.625

100 2740.63329

59.71418

2672.33090

58.22597 2706.48210

58.97008 2689.40650

58.59803

16.624

120 3288.75995

71.65701

3206.79708

69.87117 3247.77851

70.76409 3227.28780

70.31763

24.599

140 3836.88660

83.59985

3741.26326

81.51636 3789.07493

82.55811 3765.16910

82.03724

34.846

160 4385.01326

95.54269

4275.72944

93.16156 4330.37135

94.35212 4303.05040

93.75684

47.693

180 4933.13992

107.48552

4810.19562

104.80675

4871.66777

106.14614

4840.93170

105.47645

63.456

200 5481.26658

119.42836

5344.66180

116.45195

5412.96419

117.94015

5378.81300

117.19605

82.454

220 6029.39324

131.37119

5879.12798

128.09714

5954.26061

129.73417

5916.69430

128.91566

105.09

240 6577.51989

143.31403

6413.59416

139.74234

6495.55703

141.52818

6454.57560

140.63526

131.49


6/31

260 7125.64655

155.25686

6948.06034

151.38753

7036.85345

153.32220

6992.45690

152.35487

162.04

Cegendă$

% V este viteza de deplasare% i#e!-, i#e!+, i#e! sunt rapoartele determinate e!ectiv pentru transmisia principală% i#pred este raportul de transmitere predeterminat pentru transmisia principală% rez este puterea necesară învingerii rezistenţelor la rulare

entru de!initivarea raportului i# se reprezintă gra!ic caracteristica puterii motorului în !uncţiede i# şi caracteristica puterii necesare învingerii rezistenţlor totale la deplasarea în palier. &curstransmisii'

0 50 100 150 200 250 300

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

!r!"teri#ti"! p$terii motor$%$i &n f$n"'ie de i0 (i ! p$terii rezi#tente

i0ef1

i0ef2

i0ef3

i0pred

Prez

V [km/h]

P [kW]

8igura .... Diagrama pentru de!initivarea lui i#

Din analiza acestui gra!ic se de!initivează alegerea raportului de transmitere al transmisiei principale. 9e observă intersecţia dintre gra!icele puterii pentru !iecare raport şi gra!icul puterii

rezistive, în !uncţie de care avem rezerve de puteri di!erite.

9e alege ca raport al transmisiei principale i#e!-.+-i#, deoarece acesta o!eră cea mai mare

rezervă de putere şi capacitate dinamică a autovehiculului.

entru raportul transmisiei principale stabilit, numerele de dinţi ale roţilor angrena


7/31

alculul erorii relative a lui i# .+- ales, !aţa de i#pred

9e calculează cu !ormula$

¿3.15−3.21∨ ¿3.15

=1.9 [ ]

¿ i0 pred−i0∨ ¿i0 pred

=¿

ε=¿

Determinarea raportului de transmitere al primei trepte

"aportul de transmitere al primei trepte este de obicei raportul maxim de transmitere, iar pentru

determinarea acestuia se iau în seamă mai multe condiţii în !uncţie de categoria autovehiculului.

entru transmisia *erosi!tce ce se proiectează se va determina valoarea raportului de transmitere

al primei trepte de viteză din condiţia de aderenţă. 9e pune această condiţie datorită încadrării încategoria competiţiilor de viteză a automobilului pentru care se proiectează transmisia deoarece

acesta are nevoie acceleraţii puternice limitate de contactul dintre pneu şi calea de rulare.

"aportul de transmitere al primei trepte de viteză se calculează cu !ormula$−¿

isv1=(ψ max+ f ) ∙ Z k ∙ rr M max ∙i0 ∙! t

¿

unde$

% Emax este rezistenţa speci!ică maximă a drumului% ! este coe!icientul de rezistenţă la rulare, din tabelul ....

% *0F este reacţiunea normală pe puntea 0, în &A'

% r r este raza de rulare a roţilor motoare, în &m', de la capitolul ...

% @max este momentul maxim produs de motor, în &AGm', din tabelul ....

% i# este raportul de transmitere al transmisiei principale, determinată la capitopul....


8/31

−¿" pmax+sin" pmax ¿

ψ max=f ∙ cos¿

Datorită deplasării automobilului doar pe circuite !ără pante sau rampe, rezultă " pmax=0 # .

"ezultă$−¿

ψ max=f =0.057581¿

8orţa de tracţiune a autovehiculului este asigurata de puntea din spate pentru care se va calcula

reacţiunea normală cu !ormula$

Z 2=

a

$

1−ψ max

∙h%

$

∙& a∙cos" p[ ' ]

unde$

% a este distanţa de la centrul de masă la puntea !aţă, a-.3-&m', din !igura.....

% H este ampatamentul automobilului, $=2.496 [m ] , din tabelul ....

% hg este distanţa de la axa x la centrul de masă,h%= (&0=0.383 [ m ] de la capitolul....

% Ia este greutatea autovehiculului,&a=ma ∙ %=1150 ∙9.81=11281.5[ ' ]

%" p=0 # , deplasare în palier

Z 2=

1.413

2.496

1−0.057581 ∙0.383

2.496

∙11281.5=6443.45 [ ' ]

"ezultă raportul de transmitere al primei trepte de viteză$

−¿isv1=

2 ∙0.057581 ∙6443.45 ∙0.32

270∙3.21 ∙0.95=2.33 ¿

Determinarea numărului necesar de trepte de viteză


9/31

9e determină numărul treptelor de viteză necesare sistemului de propulsie studiat, pentru


10/31

200032.25

9772.97

583

250040.32

46391.21

979

300048.38

956109.4

638

350056.45

448127.7

077

400064.51

941145.9

517

450072.58

433164.1

956

500080.64

926182.4

396

550088.71

418200.6

835

6000

96.77

911

218.9

275

6500104.8

44237.1

715

7000112.9

09255.4

154

Cegendă$

% n este turaţia motorului (p6nă la turaţia de putere maximă), în &rotmin'

% Vsv- este viteza de deplasare obţinuta în treapta -, în &0mh'

% Vsv+ este viteza de deplasare obţinuta în treapta +, în &0mh'

:n urma calculului vitezelor de deplasare pentru !iecare treaptă se trasează diagrama !ierăstrău în

!igura..., pentru evidenţierea eta


11/31

8igura ... Diagrama !ierăstrău pentru vitezele de deplasare în !iecare treaptă

Cegendă$

%V-max este viteza de deplasare a autovehiculului obţinută în prima treaptă, în &0mh'

% V+max este viteza de deplasare a autovehiculului obţinută în treapta a doua, în &0mh'

%Jv este di!erenţa între vitezele maxime obţinute în cele două trepte, în &0mh'

%V+; este viteza de la care se schimbată treapta a doua şi se continuă deplasarea, în &0mh'

alculul roţilor dinţate

"oţile dinţate ce !ormează angrena


12/31

"ezistenţa la pitting M5lim -4# &@a'

3 "ezistenţa la piciorul dintelui M8lim 7#...34# &@a'

4 "ezistenţa la rupere Mr 2+#...23# &@a'

/ Cimita de curgere Mc 7#...73# &@pa'

Determinarea numărului de dinţi şi de!initivarea rapoartelor de transmitere ale schimbătorului de

viteze

Ca determinarea numărului de dinţi ai roţilor dinţate trebuie să se ţină cont de trei condiţii$ să se

realizeze pe c6t posibil raportul de transmitere determinat anterior, să se aleagă numărul minim

de dinţi pentru un schimbător de viteze c6t mai compact şi să se obţină aceeaşi distanţă între

axele tuturor perechilor de roţi dinţate ale treptelor de viteză.

9e calculează distanţa dintre axele perechilor de roţi dinţate, cu !ormula ....., în !uncţie de

momentul maxim dezvoltat de motor la regimul de impuls.

* =26 ∙ 3√ M max [mm ]

unde$

% este ditanţa dintre axe, în &mm'

% @max este momentul maxim dezvoltat de motor la rgimul de impuls, în &daAGm'

* =26 ∙ 3√ 46=93.159[mm]

&!raţilă'

entru păstrarea distanţei dintre angrena


13/31

@odulul normal al roţilor dinţate se determină în !uncţie de tipul autovehiculului si de momentul

motor maxim pe care motorul îl poate transmite. @odulul normal se calculează cu !ormula....

pentru care se lege pasul diametral (D) din tabelul .... . &!raţilă'

mn=25.4

-P [mm]

=abelul ... Hlegerea pasului diametral D

9e calculează modulul normal$

mn=25.4

10=2.54 [mm]

9e standardizează modulul normal con!orm anexa +.3 !ilipoiu şi ast!el se alege $

mn=2.5[mm]

Deoarece trebuie să ţinem cont că suma dinţilor perechilor de roţi dinţate trebuie să crească cu +%

unităţi de la st6nga la dreapta pentru a realiza o descărcare a lagărelor de !orţele axiale, se

determină mai întai numărul de dinţi al roţii dinţate de pe arborele primar, pentru prima treaptă.

9tabilirea unghiului de înclinare al danturii roţilor dinţate

9e recomandă ca unghiul de înclinare al danturii rotilor dinţate, N să aiba o valoare întreagă.

9e alege N-4 &O' con!orm !ilipoiu


14/31

alculul numărului de dinţi pentru angrena


15/31

=abelul .... De!initivarea numerelor de dinţi şi a rapoartelor de transmitere

=reapta

de viteză

z p &%'

calculat

zs &%'

calculat

z p &%'

ales

zs &%'

ales

isv &%'

predetermina

t

isv &%'

!inal

P &Q'

- +-./- 4-.+/ ++ 4- +. +.-K #.-2

+ 4.3/ /.#4 / 7 -.# -.#+7 #.+2

"otunvoluţia vitezelor în !iecare treaptă de viteză cu rapoartele !inale de transmitere

n[rot/min]

V#)1 [km/h]

V#)2[km/h]

0 0 0

5008.1066

7718.297

25

100016.213

3536.594

5

150024.320

0354.891

75

200032.426

7173.189

01


16/31

250040.533

3891.486

26

300048.640

06109.78

35

350056.746

74128.08

08

400064.853

42146.37

8

450072.960

09164.67

53

500081.066

77182.97

25

550089.173

45201.26

98

600097.280

12219.56

7

6500

105.38

68

237.86

43

7000113.49

35256.16

15

Cegendă$

% n este turaţia motorului (p6nă la turaţia de putere maximă), în &rotmin'

% Vsv- este viteza de deplasare obţinuta în treapta -, în &0mh'

% Vsv+ este viteza de deplasare obţinuta în treapta +, în &0mh'

8igura ... Diagrama !ierăstrău pentru rapoartele de transmitere !inale

alculul geometric al roţilor dinţate


17/31

entru schimbătoarele de viteză ale automobilelor se pre!eră !olosirea pro!ilului de tip evolventă

pentru dinţii roţilor dinţate deoarece acesta asigură o !uncţionare silenţioasă, rezistenţă mare a

danturii şi permite corectarea ei.

:n schimbătoarele de viteză ale automobilelor de !olosesc roţi dinţate cu dantură corectată, cu

scopul de a mări rezistenţa dinţilor şi a micşora !enomenele de uzare.

entru schimbătoarele de viteză ale automobilelor se utilizează cel mai des corecţia pe înălţime,

obtinută prin deplasarea pro!ilului sculei în raport cu cercul de divizare al roţii. :n acest caz se

schimbă raportul dintre înălţimea capului dintelui şi înălţimea piciorului dintelui, iar înălţimea

totală a dintelui ram6ne aceeaşi.

>lementele geometrice ale unui angrena< se prezintă în !igura ....

8igura ... >lementele geometrice ale unui angrena<

9e consideră că roata dinţată - este roata de pe arborele principal, iar roata dinţata + este cea de

pe arborele secundar.


18/31

Dantura roţilor dinţate proiectate pentru rapoartele celor doua trepte de viteză ale cutiei de viteză

se !ace cu !reză melc şi ast!el la dantura roţii se obţin elementele cremalierei de re!erinţă

prezentate în tabelul...

=abelul ....>lementele cremalierei de re!erinţă

Denumire element 9imbol Valoare

Snghiul pro!ilului de re!erinţă în plan normal " n=a0 +# &O'

oe!icientul înălţimii capului de re!erinţă în plan normal h0a

¿- &mm'

oe!icientul înălţimii piciorului de re!erinţă în lan normal h0 f

¿-.+4 &mm'

oe!icientul


19/31

xn2= xsn− xs1[mm]

% Aumerele de dinţi ai roţilor echivalente$

(n= (

cos( + )3

De!initivarea alegerii este centralizată în tabelul....

% pasul normal

pn=π ∙mn

alculul deplasărilor speci!ice ale danturii pentru roţile din angrena


20/31

% înălţimea dinţilor$

h=da−d f

2[ mm ]

% unghiul de presiune al capului dintelui în plan !rontal$

" at =arccos( dda

∙cos (" t ))[ # ]% arcul dintelui pe cercul de cap în plan !rontal$

2at =da∙( π +4 ∙ xn ∙t% (" n )2∙ ( +inv ( " t )+inv (" at ))[mm]entru evitarea ştirbirii dintelui la cap ca urmare a ascuţirii accentuate, se recomandă$

2at 30.2∙mt

% lăţimea danturii roţilor$12=d

1∙ψ d [mm ]

11=1

2+1.5∙mn[mm]

unde$ % Ed#.43 este coe!icient de lăţime

Valoarea lăţimii danturii se rotun


21/31

−¿

ε" =√ da1

2 −d112∙cos ( + )

2 ∙ π ∙mn∙ cos (" t ) +

√ da22 −d12

2∙cos ( + )

2∙ π ∙mn ∙cos (" t ) −

a12∙ sin (" 0t )∙cos ( + )2 ∙ π ∙mn∙cos (" t )

¿

%PN este gradul de acoperire suplimentar$

+−¿¿¿

ε += 12

π ∙mn∙sin ¿

entru a se asigura continuitatea procesului de angrenare a celor două roţi se recomandă$

ε" 31.1 pentr5an%rena,e exec5tate6n c/ase/e de preci(ie 6na/te (5,6,7)

% Aumărul minim de dinţi ai roţilor$

−¿ (min=

2 ∙(h0a

¿ − xn) ∙cos ( + )

sin (" t ) ¿

>lementele geometrice ale angrena


22/31

eometri"

#i!prin"ip!%ă

mt [mm] 2.588 2.588 2.588

d1 [mm] 56.936 93.168 38.822

d2 [mm] 131.988 95.756d1 [mm] 53.279 87.183

d2 [mm] 123.51 89.605

d,1 [mm] 60.275 98.631

d,2 [mm] 139.728 101.371

df1 [mm] 48.786 82.418

df2 [mm] 127.638 94.006

d!1 [mm] 71.112 104.744

d!2 [mm] 149.964 116.332

"n1 [mm] 0.625 0.625

"n2 [mm] 0.625 0.625

h1 [mm] 11.163 11.163

h2 [mm] 11.163 11.163

U!t1 [o] 41.476 33.658

!t2 [o] 34.553 39.622

!t1 [mm] 1.812 3.561

!t2 [mm] 2.201 3.952

1 [mm] 23 31

2 [mm] 20 28

d%1 [mm] 53.281 87.383

d%2 [mm] 129.149 95.264

d1 [mm] 53.947 89.301

d2 [mm] 131.947 96.369

PU &%' 2.538 2.544

PN &%' 0.659 0.922

PT &%' 3.197 3.466

zmin- &%' 21.44 28.599

zmin+ &%' 9.633 1.553

Vari!icarea dimensională a danturii roţilor dinţate

După calculul elementelor geometrice este necesar să se determine elementele geometrice

necesare controlului dimensional al danturii, acestea !iind prezentate în !igurile ......


23/31

8igura ... >lemente geometrice necesare pentrul controlul danturii

9e determină lungimea (cota) peste A dinti$

"

(¿¿t )π ∙ ( ' −0.5 )+2∙ xn∙ t% (" n )+ ( ∙inv ¿ ∙mn∙ cos (" n)[mm]

W 'n=¿

unde$ A este numărul de dinţi măsurat în plan normal peste care se măsoară lungimea.

(+2 ∙ xn ∙ cos ( + )¿

¿2−( ( ∙ cos (" t ))2

¿+0.5¿√ ¿¿

' = 1

π ∙¿

Aumărul de dinţi A se rotun


24/31

8igura ... >lementele geometrice necesare pentru controlul danturii

% Hrcul dintelui pe cercul de divizare în plan normal$

π

2+2∙ xn ∙ t% (" n ) [mm]

sn=mn ∙¿

% oarda de divizare a dintelui în plan normal$

śn=sn− sn

3

6∙ d2 ∙cos

4 ( + ) [mm ]

% :nălţimea la coarda de divizare$

h́an=da−d

2+

sn2

4 ∙d ∙cos

2 ( + ) [ mm ]

% ota constantă a dintelui în plan normal$

ścn=sn∙cos2 (" ) [mm ]

% :nălţimea în coarda constantă$


25/31

h́cn=mn∙ (hoa¿ + xn )−

sn

2∙sin ( " n ) ∙cos (" n )[mm]

alculul elementelor geometrice necesare controlului dimensional al danturii este centalizat în

tabelul .... si s%a realizat cu !ormulele .....

=abelul .... alculul elementelor geometrice necesare controlului dimensional al danturii

%ementeometri" +re!pt! +re!pt! 1"!%"$%!t 2.899 4.162"!%"$%!t 7.069 5.683

1 !%e# 3 4

2 !%e# 7 6,n1 [mm] 18.648 25.679,n2 [mm] 50.586 43.556

#n1 [mm] 3.235 2.289

#n2 [mm] 4.618 5.564

´sn1[mm]3.233 2.288

´sn2[mm]4.617 5.561

´han1[mm] 7.13 5.801

´han2[mm]9.025 10.363

´scn1[mm]2.856 2.021

´scn2[mm]4.077 4.913

´hcn1 [mm]1.03 0.836

´hcn2[mm]2.734 3.855

alculul !orţelor din angrena


26/31

erderile apărute în angrena< sunt pierderi mici (#.4 ...+.4Q) şi se negli


27/31

7 n=√ 7 t 12 + 7 r1

2 + 7 a12 [ ' ]

alculul !ortelor din angrena< este de!initivat în tabelul ... utiliz6nd !ormulele .... $

:orţ! +re!pt!

+re!pt!

:t1 [] 9484 5796

:t2 [] 9484 5796

:r1 [] 3573 2184

:r2 [] 3573 2184

:!1 [] 2541 1553

:!2 [] 2541 1553

:n [] 10448 6385

Veri!icarea de rezistenţă a danturii angrena!ortul unitar de încovoiere de la piciorul dintelui se determină cu !ormula....

8 f 1,2= 7 t 1,2

11,2 ∙mn∙ k 7 1,2 ∙ k " ∙k s ∙ k v ∙ k f1 ∙ k f+ 9 8 fa1,2[ MPa]

8 fa1,2=8 f/im1,2

c f ∙ k : ;12 ∙ k x ∙ k f' 1,2 [ MPa]

Hlegerea coe!icienţilor necesari calculului e!ortului unitar de încovoiere a piciorului dintelui este

centralizată în tabelul....

=abelul ... oe!icienţii necesari calculului e!rotului unitar de încovoiere

Ar.

crt.

Denumire 9imbo

l

Valoare 9ursă

=reapta : =reapta ::

- 8actorul de !ormă al dintelui 0 8- +.-3 +.-4 anexa +./

+ 8actorul de !ormă al dintelui 0 8+ +.-K +.-/ anexa +./

8actorul de repartiţie !rontală a sarcinii 0 U -.-+4 -.+#3 anexa +.73 8actorul de suprasarcină ecterioară 0 s -.+4 -.+4 anexa +.+

4 8actorul dinamic interior 0 v -.+- -.#2 anexa +.K

/ 8actorul de repartiţie a sarcinii pe lăţimea

danturii

0 !b -.-4 -.-7 anexa +.2

7 8actorul lungimii de contact 0 !N - - anexa

+.-2


28/31

K "ezistenţa limită de rupere prin oboseală

la piciorul dintelui

M!lim- 34#

&Amm+'

34#

&Amm+'

tebelul +.-

+.+

2 "ezistenţa limită de rupere prin oboseală

la piciorul dintelui

M!lim+ 34#

&Amm+'

34#

&Amm+'

tebelul +.-

+.+

-# oe!icientul de siguranţă la rupere prin

oboseală

c! + + anexa

+.-#-- 8actorul concentratorului de tensiune din

zona de racordare a piciorului dintelui

0 - - - anexa

+.--

-+ 8actorul concentratorului de tensiune din

zona de racordare a piciorului dintelui

0 + - - anexa

+.--

- 8actorul dimensional 0 x - - %

-3 8actorul numărului de cicluri de

!uncţionare

0 !A- #.4- #.4- anexa

+.-+

-4 8actorul numărului de cicluri de

!uncţionare

0 !A+ #.4- #.4- anexa

+.-+

"ezultatele calculului e!ortului unitar la încoveoiere a piciorului dintelui sunt centralizate în

tebelul... şi se realizează cu !ormulele ... şi valorile coe!icientilor din tabelul ....

=abelul .... Veri!icarea la oboseală prin încovoiere a piciorului dintelui

9olicitarea =reapta : =reapta ::

M!- -#7 &@a' 4K &@a'

M!+ -#7 &@a' 4K &@a'

M!a- --4 &@a' --4 &@a'

M!a+ --4 &@a' --4 &@a'

Veri!icarea solicitării statice de încovoiere a piciorului dintelui la încarcarea maximă

9e realizează veri!icarea pentru evitarea de!ormaţiilor plastice ale danturii roţilor dinţate.

=ensiunea maximă de încovoiere în piciorul dintelui se calculează cu !ormula...$

8 fMax1,2=8 f 1,2 ∙k sMax

k s9 8 fMaxa=

8 r1,2

c fM [ MPa ]

unde$

% 0 s@ax este !actorul de şoc minim se calculează cu !ormula ...


29/31

−¿

k sMax= M tMax

M tp¿

unde$ @tmax 3/# &AGm' este momentul maxim la regimul de impuls pe care motorul îl poate da

pentru un timp scurt.

−¿

k sMax=460

270=1.703¿

=abel ... oe!icienţi necesari calculului veri!icării statice de încovoiere

Ar.

crt.

Denumire 9imbo

l

Valoare 9ursă


- 8actorul de şoc minim 0 s@ax -.7# -.7# %

+ "ezistenţa de rupere statică prin

încovoiere

Mr 24#

&Amm+'

24#

&Amm+'

tabelul +.-

+.+

oe!icientul de siguranţă la solicitarea

prin şoca piciorului dintelui

c!@ + + %

3 8actorul de suprasarcină ecterioară 0 s -.+4 -.+4 anexa +.+

De!initivarea calculului veri!icării statice de încovoiere este prezentată în tabelul ...

=abelul ... De!initivarea calculului veri!icării statice de încovoiere


M!@ax- -34 &@a' 72 &@a'

M!@ax+ -34 &@a' 72 &@a'

M!@axa- 374 &@a' 374 &@a'

M!@axa+ 374 &@a' 374 &@a'

Veri!icarea la presiune hertziană în cazul solicitărilor la oboseală a !lancurilor dinţilor

(veri!icarea la pitting)

=ensiunea hertziană se determină cu !ormula ....

8 H* 1,2=k M ∙ k c ∙√ 7 t 1,21

2∙ d

1,2

∙ k s ∙ k v ∙k H1 ∙ k H+ ∙i12+1i12

98 Ha1,2 [ MPa ]


30/31

unde$ M5a-,+ este tensiunea hertziană admisibilă, în &@a'

8 Ha1,2=8 H/im1,2

c H ∙ k r1,2 ∙ k d ∙ k H' 1,2[ MPa]

oe!icienţii necesari calculului sunt centralizaţi în tabelul ...

=abel ... oe!icienţi necesari calculului veri!icării la pitting

Ar.

crt.

Denumire 9imbol Valoare 9ursă


- Diametrul de divizare d- 56.936 93.168 tabel ...

+ Diametrul de divizare d+ 131.988 95.756 tabel ...

8actorul de material 0 @ +7- +7- anexa +.-

3 8actorul punctului de rostogolire c 0 c +.#4 +.#4 anexa +.-3

4 8actorul de repartiţie a sarcinii pe

lăţimea danturii

0 5b -.#/ -.#4 anexa +.2

/ 8actorul lungimii de contact 0 5N #.7 #.4 anexa +.-2

7 "aportul de transmitere al angrena


31/31

8 H*Max=8 H* ∙√k sMaxk s

98 HMaxa [ MPa ]

unde $

%8 HMaxa=240[ MPa] este presiunea hertziană statică admisibilă a !lancului dintelui, aleasă din

anexa +.-K

=abelul .... De!initivarea calculului veri!icării la presiunea hertziană statică a !lancurilor dinţilor

în încărcarea maximă


M5@ax- -+#3&@a' -+#2 &@a'

M5@ax+ -343 &@a' --+ &@a'

:n urma calculului veri!icărilor de rezistenţă a danturii angrena

determinarea raportului tr principale final

Documents