Dimensionamento ruote dentate riduttore epicicloidale

quindi zn=1?

Inoltre è corretto che aumentando l'angolo di pressione da 20° a 24° il modulo minimo a calcolato a pitting resta lo stesso?

Loca97 ha detto:

quindi zn=1?

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Si zn=1 per la UNI

Loca97 ha detto:

Inoltre è corretto che aumentando l'angolo di pressione da 20° a 24° il modulo minimo a calcolato a pitting resta lo stesso?

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Le formule cosa ti dicono? Hai fatto i conti?
Con angolo pressione crescente si ottiene maggiore capacità al dente a pari dente e modulo, quindi va da sé che se fai formula inversa.....

Comunque un dimensionamento (e non una verifica) può essere fatto anche empiricamente, provando a caso con tentativi, con abachi, con formule semplici o complicate ....complete o no ma è sempre una supposizione.

Quello che conta è solo la verifica a norma.

Ho rifatto il calcolo con la solita formula di usura a Pitting cambiando l'angolo da 20 a 24 gradi con la stessa correzione del dente ma il modulo minimo richiesto alla fine è pressoché uguale. In effetti nella formula l'unico fattore legato all'angolo di pressione è lo ZH. Mi sembra strano di logica che non cambi il modulo cambiando l'angolo ma se la formula dice questo.. può essere legato al fatto che è una verifica che contempla la pressione?
Per simulare le ruote dentate cosa mi consigli? Io utilizzo inventor di solito. Dici di farle direttamente con inventore o meglio freecad o khk gears?
Grazie

meccanicamg ha detto:

Si zn=1 per la UNI

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Con la ISO6336-2 ho visto dal grafico che scende fino a 0.85 se oltre i 10 alla 7 cicli. Confermi?

Loca97 ha detto:

Con la ISO6336-2 ho visto dal grafico che scende fino a 0.85 se oltre i 10 alla 7 cicli. Confermi?

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Certamente, proprio per questo motivo arrivo ad un coefficiente di sicurezza più basso del tuo. Essendo ben oltre 10⁷ cicli il coefficiente non è più uno ma minore, a seconda della contaminazione olio fino a 0,85.

Loca97 ha detto:

Ho rifatto il calcolo con la solita formula di usura a Pitting cambiando l'angolo da 20 a 24 gradi con la stessa correzione del dente ma il modulo minimo richiesto alla fine è pressoché uguale. In effetti nella formula l'unico fattore legato all'angolo di pressione è lo ZH. Mi sembra strano di logica che non cambi il modulo cambiando l'angolo ma se la formula dice questo.. può essere legato al fatto che è una verifica che contempla la pressione?
Per simulare le ruote dentate cosa mi consigli? Io utilizzo inventor di solito. Dici di farle direttamente con inventore o meglio freecad o khk gears?
Grazie

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Se hai Inventor con il suo modulo di calcolo e il suo generatore ingranaggi va bene. Che io mi ricordi, la ISO 6336 che utilizza non è quella recente ma è una buonissima base.
Con FreeCAD non puoi verificare forze/coppie ecc ma è solo un modellatore CAD, e lo puoi usare se non hai un CAD che genera ingranaggi. Io per esempio faccio gli ingranaggi in FreeCAD esportando step e importo in SOLIDWORKS, perché le toolbox così come sono non permettono ingranaggi con spostamento di profilo.

KHK Gear calculator segue JAGMA quindi è AGMA giapponese. Si può dire che è la base del calcolo ingranaggi e anche in Italia è stato adottato praticamente fino ad una decina di anni fa da molti costruttori di ingranaggi e riduttori.

Puoi ottenere il tipo di ingranamento con i dxf dei due profili:

Puoi vedere (con opportuni settaggi e coefficienti pari ad 1) il limite di potenza/coppia che un dente può sopportare per forza:

Puoi vedere (con opportuni settaggi e coefficienti pari ad 1) il limite di potenza/coppia che un dente può sopportare per contatto e usura:

Poi da qui fai le tue valutazioni o ritocchi in funzione di quanti contatti ha ogni ingranaggio.
L'acciaio SNCM420 corrisponde a 20NiCrMo2 di cui trovi scheda qui.

Vedrai che se usi angolo di pressione 24° aumenterai un po' la resistenza a flessione e ad usura ma non aspettarti grandi cose.

Io ho usato olio ISO VG 220 ma potresti usare 320 per migliorare la capacità ad usura.

Guardando il calcolo che mi hai mandato non mi torna il coefficiente di distribuzione del carico (1,25 nel file ad usura che mi hai girato).
Potresti gentilmente indicarmi la formula corretta per calcolarlo?
Perchè a norma ho trovato quella che lo calcola come (Ft/b)/(Ft*kv*ka/b) in cui come Ft ho inserito Ft=FtTOT/N°satelliti e KV=1.1 e mi risulta un fattore khb=0.9.
Mentre se lo ricavo da grafico manuale dell'ingegnere meccanico con gli stessi dati trovo khb=1.7.
Qual'è quello corretto?
Grazie mille

Loca97 ha detto:

Guardando il calcolo che mi hai mandato non mi torna il coefficiente di distribuzione del carico (1,25 nel file ad usura che mi hai girato).
Potresti gentilmente indicarmi la formula corretta per calcolarlo?
Perchè a norma ho trovato quella che lo calcola come (Ft/b)/(Ft*kv*ka/b) in cui come Ft ho inserito Ft=FtTOT/N°satelliti e KV=1.1 e mi risulta un fattore khb=0.9.
Mentre se lo ricavo da grafico manuale dell'ingegnere meccanico con gli stessi dati trovo khb=1.7.
Qual'è quello corretto?
Grazie mille

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Se posti il grafico è mi fai vedere come lo hai ricavato possiamo capire qualcosa in più.
Tieni presente che usare più normative per un confronto globale non vuol dire poter mischiare formule e coefficienti.

Su KHK Gear la guida è qui e qui.

Il KHbeta dipende anche dal tipo di cuscinetti e disposizione dell'albero.

Se usi il manuale dell'ingegnere Hoepli e quindi la UNI 8862 dovrai passare da queste formule.

SI il grafico che ho utilizzato è esattamente quello che hai mandato tu ma entrando con i miei dati ovvero una Fby=12 (Grado di tolleranza 6) e una curva FtXkaXkv/b=50 N/mm non ho intersezione. Quindi che Khb dovrei usare utilizzando questo grafico?
Grazie per la guida khk!!

Loca97 ha detto:

SI il grafico che ho utilizzato è esattamente quello che hai mandato tu ma entrando con i miei dati ovvero una Fby=12 (Grado di tolleranza 6) e una curva FtXkaXkv/b=50 N/mm non ho intersezione. Quindi che Khb dovrei usare utilizzando questo grafico?
Grazie per la guida khk!!

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Non ho tempo per vederla bontà dei numeri che hai usato. Controlla bene perché magari c'è un errore da qualche parte.
Se non ci sono curve andrebbe ipotizzata.

meccanicamg ha detto:

Se posti il grafico è mi fai vedere come lo hai ricavato possiamo capire qualcosa in più.
Tieni presente che usare più normative per un confronto globale non vuol dire poter mischiare formule e coefficienti.

Su KHK Gear la guida è qui e qui.

Il KHbeta dipende anche dal tipo di cuscinetti e disposizione dell'albero.

Se usi il manuale dell'ingegnere Hoepli e quindi la UNI 8862 dovrai passare da queste formule.

Visualizza allegato 74674

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fma=9
fsh=6
RB=0,85
Fbetay=RB*(9+6)=12,75

Ft= ≈400Newton
Ka=1...1,25...1,5
kV=1,1
b=10mm

In effetti fa da 44 a 66....vanno prolungate le curve

Ti ringrazio. Ho fatto il dimensionamento degli ingranaggi con inventor e modifiche su i fattori permettendo i fattori di sicurezza mi tornano. La cosa che ti chiedo è come mai quando vado a generare gli ingranaggi in 3d c'è interferenza tra i denti anche se nella progettazione non mi dà errori. Si tratta di correggere ancora i denti con le tolleranze per eliminare il backlash?

Loca97 ha detto:

Ti ringrazio. Ho fatto il dimensionamento degli ingranaggi con inventor e modifiche su i fattori permettendo i fattori di sicurezza mi tornano. La cosa che ti chiedo è come mai quando vado a generare gli ingranaggi in 3d c'è interferenza tra i denti anche se nella progettazione non mi dà errori. Si tratta di correggere ancora i denti con le tolleranze per eliminare il backlash?

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Normalmente con il profilo KHK GEAR CALCULATOR oppure con FreeCAD si genera un profilo a zero. In FreeCAD sicuro che si può fare il backlash anche se io lo lascio sempre a zero per vedere l'ingranamento perfetto. In questo modo vedo se ci sono errori di interasse o di spostamento di profilo.
Non ricordo se Inventor fa il profilo vero o semplificato. Se il profilo è vero e c'è interferenza vuol dire che qualche parametro è sbagliato.
Allega foto ingranamento.

Loca97 ha detto:

Ti ringrazio. Ho fatto il dimensionamento degli ingranaggi con inventor e modifiche su i fattori permettendo i fattori di sicurezza mi tornano. La cosa che ti chiedo è come mai quando vado a generare gli ingranaggi in 3d c'è interferenza tra i denti anche se nella progettazione non mi dà errori. Si tratta di correggere ancora i denti con le tolleranze per eliminare il backlash?

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Non mi ricordo bene, e' un po che non uso piu' Inventor, ma il 3d dell'ingranaggio generato e' una approssimazione del dente. Se vuoi generare il dente in modo esatto, mi ricordo che si doveva estrarre il profilo di un dente in formato dxf e poi fare l'estrusione. Magari l'hai gia' fatto..

PIETRO2002 ha detto:

Non mi ricordo bene, e' un po che non uso piu' Inventor, ma il 3d dell'ingranaggio generato e' una approssimazione del dente. Se vuoi generare il dente in modo esatto, mi ricordo che si doveva estrarre il profilo di un dente in formato dxf e poi fare l'estrusione. Magari l'hai gia' fatto..

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Allora ricordavo bene che il dente era semplificato e non aveva la rappresentazione con evolvente per punti.
A sto punto o khk Gear calculator che estrai dxf e poi estrudi oppure direttamente in FreeCAD fai il solido con workbench FcGear ed estrai STEP per passarlo in inventor.
Standard FreeCAD fa 20 punti per fare l'evolvente del dente.

meccanicamg ha detto:

fma=9
fsh=6
RB=0,85
Fbetay=RB*(9+6)=12,75

Ft= ≈400Newton
Ka=1...1,25...1,5
kV=1,1
b=10mm

In effetti fa da 44 a 66....vanno prolungate le curve

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Prova a vedere se questa discussione ti può aiutare.
Sarebbe bene avere la norma in mano perché sul manuale dell'ingegnere ci sono inesattezze qua e là....non vorrei che ci fosse qualche errore anche qua.

Giusto per guardare anche il satellite con la corona, ho impostato in KHK GEAR CALCULATOR.

La resistenza a flessione è la seguente (un contatto):

La resistenza ad usura è la seguente (un contatto):

L'ingranamento non ha interferenze di nessun genere.


Per JAGMA/JIS il valore dello spostamento di profilo per ruote a dentatura interna è di segno opposto rispetto a quelle del resto del mondo DIN/ISO/AGMA. Per noi occidentali sarà x=+0,3060.

Anche il numero di giri "n3" sembra non tornare perché il riduttore epicicloidale costruito come da schema iniziale ha dei moti relativi e questa scheda non lo considera.

Sono dati da maneggiare con cura e con le debite supposizioni e non è da prendere i numeri così e basta.

Ti consiglio la guida khk qui.

Anche con Inventor dovrai interpretare i risultati perché non è un classico riduttore ad assi paralleli.

Un'errata corrige dei post precedenti.
Purtroppo non ho ancora potuto sistemare il foglio excel ma l'interasse per tutti gli ingranaggi vale 22,5mm e non può essere differente per il solare e i satelliti.

Non può essere 28,5 ma è 22,5mm.