Upload
luci-alin
View
10
Download
3
Embed Size (px)
DESCRIPTION
cca
Citation preview
MERCEDES W123
Calculul transmisiei conice
Momentul motor maxim:
Mmot 172:= Nm
Raportul de transmitere al treptei I:
icv1 3.9:=
Randamentul cutiei de viteze:
ηcv 0.9:=
Turatia aferenta momentului maxim:
nM 2400:= rot /min
Randamentul transmisiei longitudinale:
ηtr 0.96:=
Puterea la pinionul de atac al transmisiei principale:
Pm
π nM⋅ Mmot⋅ ηcv⋅ ηtr⋅
30 1000⋅37.349=:= kW
Turatia pinionului de atac:
nm
nM
icv1615.385=:= rot /min
Raportul de transmitere al transmisiei principale:
i0 3.46:=
Materiale
Pinion : otel aliat 41MoCr11 HB=3000 MPa
Coroana diferentialului(roata condusa): otel aliat 40Cr10 HB=2700 MPa
Numarul de dinti ai pinionului de atac:
z1 13:= dinti
Numarul de dinti ai rotii conduse:
z2 z1 i0⋅:= z2 44.98=
Adoptăm: z2 45:= dinti
Raportul de transmitere real:
i12
z2
z1:= i12 3.462=
Calculul turatiilor:
n1 nm:= n1 615.385= rot/min
n2
nm
i0:= n2 177.857= rot/min
Randamentul unei perechi de rulmenti: ηr 0.99:=
Randamentul angrenajului conic: ηk 0.95:=
Bilantul puterilor:
P1 Pm ηr⋅:= P1 36.976= kW
P2 Pm ηr⋅ ηk⋅:= P2 35.127= kW
Calculul momentelor de torsiune:
T1
3 107
⋅ P1⋅
π n1⋅:= T1 5.738 10
5×= N*mm
T2
3 107
⋅ P2⋅
π n2⋅:= T2 1.886 10
6×= N*mm
Predimensionarea angrenajului conic:
α20 π⋅
180:= α 0.3490659= has 1:= cs 0.2:=
σHlim1 1250:= MPa σFlim1 920:= MPa
σHlim2 1100:= MPa σFlim2 810:= MPa
Calcul z1 critic
ZHv2
sin 2 α⋅( ):= ZHv 2.495=
Numărul de cicluri de solicitare:
Se calculeaza transmisia pentru 8000 de ore de functionare.
Lh1 8000:= ore Lh2 8000:= ore
χ1 1:= χ2 1:= numărul de roţi cu care vine în contact pinionul, respectiv roata
NL1 60 n1⋅ Lh1⋅ χ1⋅:= NL1 2.954 108
×= rezultă ZN1 1:= YN1 1:=
NL2 60 n2⋅ Lh2⋅ χ2⋅:= NL2 8.537 107
×= rezultă ZN2 1:= YN2 1:=
Zw 1:=
σHP1 σHlim1 ZN1⋅ Zw⋅:= σHP1 1.25 103
×= MPa
σHP2 σHlim2 ZN2⋅ Zw⋅:= σHP2 1.1 103
×= MPa
σHP σHP1 σHP1 σHP2<if
σHP2 otherwise
:=σHP 1.1 10
3×= MPa
σ021 1250:= MPa σ022 1100:= MPa
δ2 atan i0( ):= δ2 1.289= δ2g δ2180
π⋅:= δ2g 73.88= grade
δ1π
2δ2−:= δ1 0.281= δ1g δ1
180
π⋅:= δ1g 16.12= grade
Numărul de dinţi ai roţilor echivalente:
zv1
z1
cos δ1( ):= zv1 13.532=
zv2
z2
cos δ2( ):= zv2 162.072=
YSa1 1.525:= YSa2 1.86:= (pentru x1 = 0 si x2 = 0)
Yδ1 0.967:= Yδ2 1.01:=
σFP1 0.8 σFlim1⋅ YN1⋅ Yδ1⋅:= σFP1 711.712= MPa
σFP2 0.8 σFlim2⋅ YN2⋅ Yδ2⋅:= σFP2 654.48= MPa
σFP σFP1 σFP1 σFP2<if
σFP2 otherwise
:=
σFP 654.48= MPa
KA 1.25:= ZE 110:=
Kv 1.2:= KHβ 1.25:= KHα 1.3:=
KFβ 1.3:= KFα 1.3:=
Fz1cr ZE ZHv⋅( )2σFP1 KHβ⋅
σHP2KFβ⋅
⋅i0 1+
i02
⋅:= Fz1cr 15.865= MPa
z1vcr
4 Fz1cr⋅ 130+
15:= z1vcr 12.897=
z1cr z1vcr cos δ1( )⋅:= z1cr 12.39=
ψR 0.4:= coeficient de latime al rotilor
Lungimea necesara a generatoarei comune a conului de divizare:
Renec i02
3
T1 KA⋅ Kv⋅ KHβ⋅ ZE ZHv⋅( )2⋅
2 ψR⋅ 1 ψR−( )⋅ σHP2
⋅ i0⋅
⋅:= Renec 118.636= mm
mnec
2 Renec⋅
z1 z1 i02
+⋅
:= mnec 3.652= mm
Din STAS 822-82 alegem: m 4:= mm
Re
m z1⋅ 1 i02
+⋅
2:= Re 93.642= mm
Coeficientii deplasarilor specifice de profil:
x1 0.45:= x2 x1−:= x2 0.45−=
xτ1 0.08:= xτ2 xτ1−:= xτ2 0.08−=
Verificarea condiţiei de evitare a interferenţei: x1 > x1min; x2 > x2min
x1min
14 zv1−
17:= x1min 0.028=
x2min
14 zv2−
17:= x2min 8.71−= Condiţiile sunt verificate.
Diametrele cercurilor de divizare medii:
dm1
2 Re⋅ 1 0.5 ψR⋅−( )⋅
1 i02
+
:= dm1 41.6= mm
dm2
2 Re⋅ 1 0.5 ψR⋅−( )⋅ i0⋅
1 i02
+
:= dm2 143.936= mm
Diametrele cercurilor de divizare:
d1 m z1⋅:= d1 52= mm
d2 m z2⋅:= d2 180= mm
Elementele geometrice ale angrenajului înlocuitor:
amv Re 1 0.5 ψR⋅−( )⋅1 i0
2+
i0⋅:=
amv 280.852= mm
dv1
d1
cos δ1( ):= dv1 54.128= mm dv2
d2
cos δ2( ):=
dv2 648.29= mm
ha1 9:= ha2 9:= mm
dav1 dv1 2 ha1⋅+:= dav1 72.128= mm dav2 dv2 2 ha2⋅+:= dav2 666.29= mm
dbv1 dv1 cos α( )⋅:= dbv1 50.864= mm dbv2 dv2 cos α( )⋅:= dbv2 609.193= mm
av
dv1 dv2+
2:= av 351.209= mm
εαdav1
2dbv1
2− dav2
2dbv2
2−+ 2 av⋅ sin α( )⋅−
2 π⋅ m⋅ cos α( )⋅:= εα 3.42=
Dimensionarea angrenajului
Viteza periferică pe cercul de divizare mediu:
vm1
π dm1⋅ n1⋅
60000:= vm1 1.34= m/s
Clasa de precizie: ISO 7; danturare prin frezare cu freză melc, Ra1,2 = 0.8 pentru flanc şi Ra1,2 = 1.6 pentru zona de racordare
Tip lubrifiant: ulei semisintetic 80W90 GL5 având vâscozitatea cinematică 85-95 cSt.
YFa1 2.27:= YFa2 2.07:= ( zv1 13.532= x1 0.45= zv2 162.072= x2 0.45−= )
YSa1 1.75:= YSa2 1.95:=
vm1 z1⋅
1000.174= treapta de precizie 8 Kv 1.03:=
b1 ψR Re⋅:= b1 37.457= mm
ψdb1
dm1:= ψd 0.9=
KHβ 1.05:= KFβ 1.1:=
ZL 1.05:=
Pentru flancuri
Ra1 0.8:= Ra2 0.8:=
Rz1 4.4 Ra10.97
⋅:= Rz1 3.544=
Rz2 4.4 Ra20.97
⋅:= Rz2 3.544=
Rz100
Rz1 Rz2+
2
100
amv⋅:= Rz100 2.115=
ZR 1.04:=
Pentru razele de racordare
Ra1 1.6:= Ra2 1.6:=
Rz1 4.4 Ra10.97
⋅:= Rz1 6.941= rugoziati echivalente
Rz2 4.4 Ra20.97
⋅:= Rz2 6.941=
YR1 1.02:= YR2 1.02:=
vm1 1.34= m/s Zv 0.93:=
Zx 1:=
Yx1 1:= Yx2 1:=
Zw 1:=
SHmin 1.15:= SFmin 1.25:=
σHP1σHlim1 ZN1⋅ ZL⋅ ZR⋅ Zv⋅ Zw Zx⋅
SHmin:= σHP1 1.104 10
3×= MPa
σHP2σHlim2 ZN2⋅ ZL⋅ ZR⋅ Zv⋅ Zw Zx⋅
SHmin:= σHP2 971.405= MPa
σHP σHP1 σHP1 σHP2<if
σHP2 otherwise
:=σHP 971.405= MPa
σFP1σFlim1 YN1⋅ Yδ1⋅ YR1⋅ Yx1⋅
SFmin:= σFP1 725.946= MPa
σFP2σFlim2 YN2⋅ Yδ2⋅ YR2⋅ Yx2⋅
SFmin:= σFP2 667.57= MPa
σFP σFP1 σFP1 σFP2<if
σFP2 otherwise
:=σFP 667.57= MPa
Calcularea lăţimii danturii:
b1 ψR Re⋅:= b1 37.457= mm
Se adoptă: b1 42:= mm
Verificarea angrenajului la solicitarea de încovoiere
σF1T1 z1⋅ 1 i0
2+
⋅ KA Kv⋅ KFβ⋅( )⋅ YFa1⋅ YSa1⋅
2 b1⋅ Re 0.5 b1⋅−( )2⋅
:= σF1 1.228 103
×= MPa < σFP1 725.946= MPa
σF2 σF1YFa2
YFa1
⋅YSa2
YSa1
⋅:= σF2 1.248 103
×= MPa < σFP2 667.57= MPa
Elementele geometrice ale roţilor angrenajului conic
Sunt calculate deja:
δ1 0.281= δ1g 16.12= δ2 1.289= δ2g 73.88= Re 93.642= mm
d1 52= mm d2 180= ha1 9= mm ha2 9= mm
Se mai
calculează:
Rm Re
b1
2−:= Rm 72.642= mm
hf1 m has cs+ x1−( )⋅:= hf1 3= mm hf2 m has cs+ x2−( )⋅:= hf2 6.6= mm
Inaltimea dintilor:
h m 2 has⋅ cs+( )⋅:= h 8.8= mm
da1 d1 2 ha1⋅ cos δ1( )⋅+:= da1 69.292= mm da2 d2 2 ha2⋅ cos δ2( )⋅+:= da2 184.998= mm
df1 d1 2 hf1⋅ cos δ1( )⋅−:= df1 46.236= mm df2 d2 2 hf2⋅ cos δ2( )⋅−:= df2 176.335= mm
Unghiurile angrenajului:
θa1 atanha1
Re
:= θa1 0.096= θa1g θa1180
π⋅:= θa1g 5.49= grade
θa2 atanha2
Re
:= θa2 0.096= θa2g θa2180
π⋅:= θa2g 5.49= grade
θf1 atanhf1
Re
:= θf1 0.032= θf1g θf1180
π⋅:= θf1g 1.835= grade
θf2 atanhf2
Re
:= θf2 0.07= θf2g θf2180
π⋅:= θf2g 4.032= grade
δa1 δ1 θa1+:= δa1 0.377= δa1g δa1180
π⋅:= δa1g 21.61= grade
δa2 δ2 θa2+:= δa2 1.385= δa2g δa2180
π⋅:= δa2g 79.37= grade
gradeδf1 δ1 θf1−:= δf1 0.249= δf1g δa1
180
π⋅:= δf1g 21.61=
δf2 δ2 θf2−:= δf2 1.219= δf2g δa2180
π⋅:= δf2g 79.37= grade
Ra1
Re
cos θa1( ):= Ra1 94.073= mm Ra2
Re
cos θa2( ):= Ra2 94.073= mm
Rf1
Re
cos θf1( ):= Rf1 93.69= mm Rf2
Re
cos θf2( ):= Rf2 93.874= mm
Ha1 Ra1 cos δa1( )⋅:= Ha1 87.461= mm Ha2 Ra2 cos δa2( )⋅:= Ha2 17.354= mm
mm mRm
Re
⋅:= mm 3.103= mm modulul median
ham1 has x1+:= ham1 1.45= mm ham2 has x2+:= ham2 0.55= mm
dm1 z1 mm⋅:= dm1 40.339= mm dm2 z2 mm⋅:= dm2 139.633= mm
dam1 dm1 2 ham1⋅ cos δ1( )⋅+:= dam1 43.125= mm
dam2 dm2 2 ham2⋅ cos δ2( )⋅+:= dam2 139.939= mm
Elemente de control a danturii:
Arcul de divizare (exterior) al dintelui:
s1 mπ
22 x1⋅ tan α( )⋅+ xτ1+
⋅:= s1 7.913= mm s2 π m⋅ s1−:= s2 4.653= mm
Coarda constantă a roţii echivalente (corespunzătoare conului frontal exterior):
scv1b s1 cos α( )2
⋅:= scv1b 6.988= mm scv2b s2 cos α( )2
⋅:= scv2b 4.109= mm
Unghiul profilului în punctul a al roţii echivalente:
αs1 atan tan α( )s1 cos α( )⋅
dbv1+
:= αs1 0.472= αs1g αs1180
π⋅:= αs1g 27.029=[Anexa 31]
αs2 atan tan α( )s2 cos α( )⋅
dbv2+
:= [Anexa 31] αs2 0.355= αs2g αs2180
π⋅:= αs2g 20.362=
Diametrul cercului roţii echivalente pe care sunt situate punctele a şi b:
dsv1
dbv1
cos αs1( ):= dsv1 57.101= mm[Anexa 31]
dsv2
dbv2
cos αs2( ):= [Anexa 31] dsv2 649.798= mm
Unghiul la centru corespunzător coardei constante a roţii echivalente:
ψscv1 asinscv1b
dsv1
:= ψscv1 0.123= ψscv1g ψscv1180
π⋅:= ψscv1g 7.029=
ψscv2 asinscv2b
dsv2
:= ψscv2 6.323 103−
×= ψscv2g ψscv2180
π⋅:= ψscv2g 0.362=
Lungimea arcului corespunzător corespunzãtor coardei constante a roţii echivalente:
scv1 dsv1 ψscv1⋅:= scv1 7.005= mm scv2 dsv2 ψscv2⋅:= scv2 4.109= mm
Unghiul la centru corespunzător arcului scev1,2 , pe un cerc al conului frontal exterior:
ψsc1ψscv1
cos δ1( ):= ψsc1 0.128= ψsc1g ψsc1
180
π⋅:= ψsc1g 7.317=
ψsc2ψscv2
cos δ2( ):= ψsc2 0.023= ψsc2g ψsc2
180
π⋅:= ψsc2g 1.305=
Coarda constantă (exterioară):
sc1b dsv1 cos δ1( )⋅ sin ψsc1( )⋅ zv1 20<if
scv1b otherwise
:= sc1b 6.986= mm
sc2b dsv2 cos δ2( )⋅ sin ψsc2( )⋅ zv2 20<if
scv2b otherwise
:= sc2b 4.109= mm
Înălţimea la coarda constantă (exterioară):
hc1b ha1 0.25 s1⋅ sin 2 α⋅( )⋅−:= hc1b 7.728= mm
hc2b ha2 0.25 s2⋅ sin 2 α⋅( )⋅−:= hc2b 8.252= mm
Coarda medie constantă:
scm1b sc1b
Rm
Re
⋅:= scm1b 5.42= mm scm2b sc2b
Rm
Re
⋅:= scm2b 3.187= mm
Înălţimea la coarda medie constantă:
hcm1b hc1b
Rm
Re
⋅:= hcm1b 5.995= mm hcm2b hc2b
Rm
Re
⋅:= hcm2b 6.402= mm
Verificarea ungerii:
Viteza periferică a roţii conice pe cercul de divizare mediu:
vm2
π dm2⋅ n2⋅
60000:= vm2 1.3= m/s
Distanţele de la suprafaţa liberă a uleiului la planul de separaţie al carcaselor:
k 3 vm2 2≤if
6 otherwise
:=k 3=
Hmin
k 2−
3
da2
2⋅:= Hmin 30.833= mm
Hmax
Re b1−
cos θf2( )sin δf2( )⋅:= Hmax 48.601= mm
Se stabileste diametrul de cuplare al arborelui de intrare:
de 28:= mm
Se verifica acest tronson:
σa 220:= MPa
dver
32T1
3.1415 σa⋅162.992=:= MPa diametrul este verificat
Calculul rulmentilor
Se adopta rulmentul radial-axial cu role conice cu urmatoarele caracteristici:
D
T
d
B
C d=35mm
D=60 mm
T=17 mm
C=39.5 kN
Pentru acesti rulmenti:
Y 0.4:= e 0.83:= p 3:=
Calculul durabilitatii:
L60 nm⋅ 12500⋅
106
461.538=:= milioane de rotatii
Pech 0.4 Ft⋅ Y⋅ e⋅ 2.771 103
×=:= Ft
Incarcarea in acest caz:
Cc PechpL⋅ 2.141 10
4×=:= Pech N
Cc C< Incarcarea este mai mica decat capacitatea de incarcare din catalog.
Dimensionarea angrenajelor diferentialului
Numarul de dinti ai rotilor planetare:
zp 8:= dinti
Raportul de transmitere global: 1
Raportul de transmitere intre rotile solare si cele planetare:
zs 17:=
id
zs
zp2.125=:=
Unghiul de angrenare:
αn 20 deg⋅:=
Unghiurile conurilor de divizare:
δ2 atan id( ) 180π
⋅:= δ2 64.799= grade
δ1 90 δ2−:= δ1 25.201= grade
Latimea danturii:
b 22:= mm
Modulul recomandat:
mr 3.5:= mm
Modulul frontal:
β 0:=
mf
mr
cos β( )−
b sin δ1( )⋅
z1⋅ 0.405−=:=
Diametrele de divizare:
dd1 zp mf⋅ 3.238−=:= mm
dd2 zs mf⋅ 6.88−=:= mm
Calculul arborilor planetari total descarcati
Dimensionare:
τaf 420:= MPa
dap
3T2
0.35τaf23.41=:= mm
dap 26:= mm
Calculul canelurilor de imbinare a arborilor planetari ci rotile
d 26:=
D 32:=[mm]
z 10:=
b 4:=
Dimensionare in functie de strivire si forfecare
σas 180:= MPa
l8.T2
σas z⋅ D2
d2
−( )⋅
24.087=:= mm lungimea canelurilor
Verificarea la forfecare:
τf4T2
z l⋅ b⋅ D d+( )⋅135=:= MPa <180 MPa
11
10 8 9
4
1
2
3
7
6
5
12
Butucul rotii:
Butucul roţii 3 se solidarizează la rotaţie cu flanşa 1 a arborelui planetar prin şuruburile
2 . Solidaritatea cu roata motoare 6 şi cu tamburul 7 al frânei se face prin prezonul 4 prevăzut
cu piuliţa 5 . Prin rulmenţii conici 9 şi 10 , butucul este rezemat pe trompa 8 a punţii . Reglarea
jocului rulmenţilor se face cu ajutorul piuliţei şi contrapiuliţei 11. Prin montarea rulmenţilor în ,, O
” cu deschidere mare între ei se asigură o rigiditate sporită a construcţiei , astfel că arborii
planetari sunt complet descărcaţi de momentele încovoietoare date de forţele şi momentele
reactive ce acţionează asupra roţii .Carterul punţii se leagă de trompa 8 prin intermediul
şuruburilor 12 .