Banco Pruebas Mando Final

5/10/2018 Banco Pruebas Mando Final - slidepdf.com

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UNIVERSIDAD CARLOS III DE MADRID

ESCUELA POLITÉCNICA SUPERIOR

ANÁLISIS Y SIMULACIÓN DEL ENGRANAJEDEL MANDO FINAL DE UNA COSECHADORA

INGENIERÍA TÉCNICA INDUSTRIAL MECÁNICAPROYECTO FIN DE CARRERA

Departamento de Ingeniería Mecánica

Autor: Alejandro Gil FernándezDirector: Jesús Meneses Alonso



“Análisis y simulación del engranaje del mando final de una cosechadora”

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ÍNDICE

1. INTRODUCCIÓN .........................................................................................................2

1.1 Introducción..............................................................................................................31.2 Estructura del proyecto ..............................................................................................42. OBJETIVOS...................................................................................................................5 3. JOHN DEERE................................................................................................................8

3.1 Deere&Company .......................................................................................................93.2 John Deere Ibérica S.A ............................................................................................103.3 Las cosechadoras .....................................................................................................15

4. EL MANDO FINAL ....................................................................................................18 4.1 Definición y funcionamiento ...................................................................................194.2 Datos rotura:.............................................................................................................234.3 Características del engranaje del Mando final.........................................................26

5. DISEÑO DEL UTILLAJE NECESARIO PARA LA REALIZACIÓN DE LAPRUEBA BULL GEAR TEST .......................................................................................28

5.1 Introducción y consideraciones................................................................................295.2 Diseño soporte mando final .....................................................................................325.3 Diseño freno mando final.........................................................................................405.4 Diseño freno torsionador..........................................................................................46

6. PAREJA DE ENGRANAJES DEL MANDO FINAL..............................................50 7. SIMULACIÓN CON ANSYS .....................................................................................58

7.1. Introducción y consideraciones...............................................................................597.2 Simulación con Ansys..............................................................................................61

7.2.1 Simulación caso más desfavorable ...................................................................617.2.2 Simulación caso más favorable.........................................................................66

7.3 Comparación resultados Ansys con LDP y validación del mismo..........................698. CONCLUSIONES FASE TEÓRICA.........................................................................74 9. PRUEBA BULL GEAR TEST ...................................................................................77

9.1 Introducción y descripción de la prueba ..................................................................789.2 Realización de la prueba ..........................................................................................80

10. CONCLUSIONES FINALES y TRABAJOS FUTUROS......................................86 10.1 Conclusiones finales ..............................................................................................8710.2 Trabajos futuros .....................................................................................................88

11. BIBLIOGRAFÍA........................................................................................................90

12. ANEXOS.....................................................................................................................92 12.1 Plano útil “freno mando final”...............................................................................9312.2 Plano útil “soporte mando final”............................................................................9412.3 Plano útil columna torsionador” ............................................................................9512.4 Plano útil “placa freno torsionador” ......................................................................96




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1. INTRODUCCIÓN




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1.1 Introducción

Este proyecto es fruto del actual convenio de colaboración entre la Universidad Carlos

III de Madrid y John Deere Ibérica S.A. Ha sido desarrollado íntegramente en el

departamento “Product Verification & Validation” (PV&V) que John Deere tiene en su

factoría situada en Getafe (Madrid).

La función del departamento de PV&V es garantizar que los productos cumplan con

las especificaciones generales y las expectativas del cliente, además de la legislación

vigente.

También demuestran que el producto cumple las especificaciones técnicas definidas

por el departamento de diseño (verificación) así como las expectativas del cliente final

(validación).

La verificación estará normalmente relacionada con la funcionalidad, la seguridad y

durabilidad o vida de diseño del producto.La validación estará normalmente relacionada con la fiabilidad y las expectativas del

cliente final sobre el producto.




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1.2 Estructura del proyecto

El presente proyecto se estructura de la siguiente forma:

Capítulo 1. Breve introducción del proyecto y estructura del mismo

Capítulo 2. Se citan y describen los objetivos del proyecto.

Capítulo3. John Deere. Se describirá la organización, las infraestructuras y los

productos que realiza, centrándonos en las cosechadoras que son las máquinas donde se

montan la caja de engranajes protagonista de este proyecto. Se pretende dar una visión

general de las cosechadoras.

Capítulo 4. El mando final. En este capítulo profundizaremos sobre la caja de

engranajes que es objetivo de nuestro estudio, dando información sobre sus componentes,

funcionamiento, definición y los datos de rotura con los que contamos.

Capítulo 5. En este capítulo hablaremos del diseño del utillaje necesario para la

realización de la prueba Bull Gear Test con la herramienta de diseño Pro/Engineer

Capítulo 6. Pareja de engranajes del mando final. Se estudiará las dos ruedas

dentadas con las que cuenta el mando final, qué tipo de engranaje es, cómo engranan.

Capítulo 7. Análisis con Ansys. En este apartado se analizarán con Ansys las

tensiones que sufren el piñón y la rueda debido a las fuerzas que actúan en ellos y se

compararán con los resultados obtenidos con un programa interno de la compañía (LDP)

Capítulo 8. Conclusiones fase teórica. Se sacarán unas conclusiones de las

simulaciones hechas con Ansys.

Capítulo 9. Prueba Bull Gear Test. Realizaremos la prueba y analizaremos los

resultados.

Capítulo 10. Conclusiones finales y trabajos futuros

Capítulo 11. Bibliografía

Capítulo 12. Anexos




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2. OBJETIVOS




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John Deere se encuentra inmerso en un proyecto denominado ANDROMEDA, en el que

se está desarrollando un nuevo modelo de cosechadora, más pesada, más potente y con

una capacidad de grano superior; pasará de 320Bu a 400Bu (el bushel es una unidad de

medida de capacidad para mercancía sólida en los países anglosajones; sirven para

granos, harinas y otras sustancias análogas; 1 tonelada = 36.74 bushel (trigo))

La nueva cosechadora todavía se encuentra en fase experimental. El prototipo está siendo

sometido a múltiples pruebas para verificar su correcto funcionamiento y ofrecer una alta

fiabilidad una vez que salga al mercado. Estas pruebas se llevan a cabo en una fábrica que

tiene la compañía en Harvester (EEUU).

Uno de los ensayos consiste en someter a la cosechadora a una frenada de emergencia y el

resultado en algunos casos ha sido la rotura de los dientes de una caja de engranajes

llamada mando final.

El objetivo principal de este proyecto es reproducir una frenada de emergencia en un

banco de pruebas e intentar averiguar qué condiciones han de darse para que ocurra la

rotura, porque como hemos comentado antes, no siempre que se le ha sometido a tal

esfuerzo han roto los dientes. Se buscarán posibles soluciones y se valorará la posibilidad

de buscar un nuevo diseño de mando final.

Para ello se seguirán los objetivos parciales que se mencionan a continuación:

1. Diseñar el utillaje necesario para la simulación de la frenada de emergencia en un

banco de pruebas, llamado Drop Box

2. Pedir ofertas y hacer un seguimiento de la construcción de los mismos

3. Analizar con Ansys la pareja de engranajes que conforman el mando final, para

conocer el estado tensional a la que está sometida. Se compararán los resultados

con los obtenidos con un programa que usa la compañía llamado LDP.

http://es.wikipedia.org/wiki/Unidad_de_medida


http://es.wikipedia.org/wiki/Capacidad

http://es.wikipedia.org/wiki/Capacidad






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4. Realizar la prueba, llamada Bull Gear Test, la cual simula la frenada brusca de la

cosechadora

Hay que decir que el mando final objeto de este proyecto, se monta actualmente en otros

modelos de cosechadora y su funcionamiento es correcto.

Figura 2.1 Prototipo cosechadora Andrómeda

.




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3. JOHN DEERE




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3.1 Deere&Company

John Deere es el primer fabricante mundial de maquinaria agrícola y de equipos para

la mecanización de espacios verdes, y uno de los principales productores de maquinaria

para construcción y de maquinaria para explotaciones forestales. Las actividades de la

compañía incluyen la fabricación y comercialización de motores y transmisiones,

servicios financieros, seguros sanitarios y la división de nuevas tecnologías.

Actualmente Deere & Company se encuentra presente en todo el mundo yproporciona empleo directo a 50.000 personas aproximadamente, y dispone de una red de

más de 60 fábricas y centros de producción, y más de 5.000 concesionarios para dar

servicio a sus clientes. Las acciones de Deere & Company cotizan regularmente en los

mercados de Nueva York, Chicago y Frankfurt.

Para mantener el compromiso de ofrecer a sus clientes las máquinas más avanzadas y

productivas del mercado, la compañía dedica una parte muy importante de sus ingresos ala investigación y el desarrollo de nuevos productos. Cada día de trabajo se invierten con

este fin más de 300 millones de pesetas en nuestros distintos centros de desarrollo de

productos.

La brillante trayectoria de la compañía durante sus 165 años de historia y los

excelentes resultados económicos obtenidos en los últimos años, pese a la situación de

crisis del mercado de maquinaria agrícola, auguran a Deere & Company un futuro muy

prometedor en las próximas décadas




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3.2 John Deere Ibérica S.A

John Deere Ibérica, S.A. es la filial comercial de John Deere en España y Portugal,

donde comercializa productos agrícolas y para el cuidado de espacios verdes y campos de

golf.

La historia de ésta comienza en la segunda mitad de los 50, cuando

Deere & Company inicia expansión en el continente europeo con la adquisición de la

marca alemana Lanz.

Entre las instalaciones que Deere & Company adquirió, se encontraba la fábrica de

tractores que Lanz Ibérica tenía situada en el madrileño municipio de Getafe. Dicha

fábrica, en la que desde 1956 se producían los famosos tractores LANZ BULDOG, se

destinó a la producción de tractores para el mercado español y así, en 1963, salió de la

cadena de montaje el primer tractor John Deere fabricado en España, una unidad modelo

JD 505.

En 1994 John Deere Ibérica, S.A., que hasta entonces operaba sólo en España,

extiende su área de responsabilidad para productos agrícolas al territorio Portugués.

Desde entonces la penetración de John Deere en los distintos sectores del mercado

portugués en los que participa, ha crecido continuamente gracias al esfuerzo y dedicación

de los profesionales que forman la red comercial de John Deere en Portugal.

Actualmente en esta factoría se realiza la producción de componentes de alta calidadque son exportados a otras factorías de la Compañía. Gracias al importante volumen de

estas exportaciones, John Deere Ibérica, S.A., figura entre las primeras empresas

exportadoras de España.




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Las instalaciones de la factoría ocupan una superficie cubierta de 60.000 m² sobre un

área total de 20 hectáreas de parcela. La fábrica, en la que trabajan cerca de 800 personas,

está constituida por 4 divisiones de producción especializada que incluyen diversos

componentes y conjuntos de alta calidad. Estas mini factorías son: Ejes y Engranajes,

Cajas Ligeras de Transmisión, Cajas Pesadas de Transmisión y Mandos Finales.

Figura 3.2 Vista satélite John Deere Ibérica




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Cajas Pesadas de Transmisión.

La factoría de Getafe produce una amplia variedad de cajas de transmisión y mandos

finales para máquinas cosechadoras de cereales, algodón y forraje, producidas en

Harvester y Des Moines (EEUU) y Zweibrücken (Alemania).

Figura 3.3 Línea de montaje cajas pesadas




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Cajas Ligeras de Transmisión.

Las cajas ligeras de transmisión se montan en segadoras y tractores para espacios

verdes, empacadoras, tractores agrícolas, maquinaria de siega y maquinaria de

construcción.

Para la fabricación de estos componentes se lleva a cabo un proceso muy preciso de

mecanizado de piezas y montaje. El perfecto funcionamiento de las transmisiones ligeras

y pesadas se asegura sometiendo los conjuntos a estrictos controles de calidad y rigurosas

pruebas, en las propias líneas de montaje final.

Enganches tripuntales

La producción especializada de enganches tripuntales para tractores de muy diversa

potencia, está programada para atender la demanda de las factorías de tractores deMannheim (Alemania), Augusta (EEUU), Saltillo (Méjico) y Horizontina (Brasil).

Figura 3.4 Enganches tripuntales




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Ejes y engranajes

El área de producción de ejes y engranajes fabrica piezas vitales para las

divisiones de cajas de transmisión y engranajes de distribución de los motores de

John Deere que se producen en Dubuque y Waterloo (EEUU), Saran (Francia), Torreón

(Méjico) y Rosario (Argentina).

La materia prima son piezas de forja y aceros de alta calidad, y la clave de la

fabricación de estos componentes se basa en una mecanización de precisión,

minuciosidad en los procesos de tratamiento térmico y un control de calidad continuo y

riguroso.

Figura 3.5 Línea de montaje ejes y engranajes




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3.3 Las cosechadoras

De los múltiples productos que comercializa John Deere, nos vamos a centrar brevemente

en las cosechadoras, ya que son la maquinaría que montan el mando final (caja de

engranajes, objeto de nuestro estudio)

Tradicionalmente la recolección del grano de los cereales se realizaba manualmente por

grupos de segadores que se trasladaban de unas regiones a otras con utensilios muyrudimentarios. Estas labores manuales consistían en el segado del cereal con ayuda de

hoces, agavillado o amontonado de la paja en pequeños bloques, y el atado y transporte

en carretas hasta la era. Una vez allí, se realizaba la trilla, para separar el grano de la paja,

con ayuda de los tradicionales ruellos o molas de piedra tirados por una caballería.

Con el tiempo cada una de estas operaciones se ha ido mecanizando En los últimos años

se experimentado una importante evolución en el mundo de las cosechadoras,

adaptándose correctamente a las condiciones y características de recolección de unamplio abanico de cultivos.

En definitiva, podemos definir una cosechadora como la maquinaria empleada en el

campo para hacer las labores de recolección de productos agrícolas. Casi el 90% de estos

productos son cereales como el arroz, maíz, trigo o la cebada. John Deere esta

especializada en maquinaria para el mundo agrícola y dentro de este mundo tiene una

amplia gama de cosechadoras diferenciadas principalmente por el producto a recolectar.

Básicamente se pueden diferenciar entre dos grandes grupos: las cosechadoras de

algodón y las de cereales y dentro de cada uno de estos dos tipos se podrán encontrar

variaciones debido al tipo de terreno o por las diferentes clases de cereales.




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Figura 3.6 Cosechadora de algodón (fibra) autopropulsada para cinco líneas

Figura 3.7 Detalle de los cabezales para recogida de fibra de algodón




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Figura 3.8 Cosechadora de cereales

Figura 3.9 Cosechadora de cereales




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4. EL MANDO FINAL




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4.1 Definición y funcionamiento

En las cosechadoras, a pesar de las reducciones que sufre el movimiento en la caja de

cambios, la velocidad de giro a la salida del diferencial es demasiado elevada para la

escasa velocidad de trabajo que requieren (entre 5.9km/h-6.9km/h).

Este tipo de máquinas son de tracción delantera. Con respecto a esto, hay que tener en

cuenta el gran diámetro de las ruedas motrices, que hace que con pocas revoluciones de

giro se consiga una gran velocidad de avance.

De ello se deduce la necesidad de reducir todavía más la velocidad de giro, lo que se

consigue intercalando entre el diferencial y las ruedas otra reducción, llamada mando

final.

En conclusión, los mandos finales son el último eslabón de toda la transmisión. Son la

reducción final de velocidad que tiene por objeto aumentar el par de tractor de las ruedas

motrices.

La reducción que se obtiene con el mando final simplifica el diseño de la caja de cambios,

en la que se puede eliminar ejes y engranajes adicionales, haciéndola menos robusta.

Casi todos los mandos finales deben soportar el peso de la máquina, además de servir de

punto de apoyo para aplicar a las ruedas el par de tracción.

También tienen que estar en condiciones de soportar sobrecargas momentáneas.

En la figura 4.1 podemos ver una imagen del mando final.

Figura 4.1 Mando final




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El mando final está formado por dos ruedas dentadas. En el eje que viene del diferencial

se coloca un piñón pequeño (10 dientes) que acciona un engranaje de mucho mayor

diámetro, llamado corona (95 dientes). La rueda grande tiene un palier solidario a ella,que se atornilla a la llanta de la rueda.

Dado que el movimiento pasa del piñón pequeño al grande, se consigue una reducción de

95

10 en la velocidad de giro.

Piñón Palier

Viene del diferencial

Figura 4.2 Desglose mando final

Corona

A la rueda




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En la imagen siguiente, se muestran las cajas de engranajes que tiene una cosechadora.

Podemos observar la posición que ocupa el mando final.

Figura 4.3 Diagrama cajas engranajes cosechadora

A diferencia de un automóvil, las cosechadoras no tienen los frenos en las ruedas, sino

que se encuentran en una caja de engranajes llamada “3 velocidades”.

La caja tres velocidades alberga una caja de cambios, el diferencial y dos frenos de

tambor. Su función es trasmitir el movimiento a los mandos finales y frenar la

cosechadora. Cuenta con una entrada que conecta con el cigüeñal del motor y dos salidas

que conectan con el piñón de entrada de cada uno de los mandos finales.

Figura 4.4 Caja tres velocidades




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En la figura 4.5 podemos observar la posición que ocupa la caja anterior descrita, en la

cosechadora:

Ubicación caja tres velocidades

Figura 4.5 Ubicación caja tres velocidades

Rueda Rueda

Mando final izquierdo Mando final derecho Eje

Cuando se pisa el pedal del freno, se bloquea las salidas de la caja “tres velocidades” y por

consecuencia se frena el piñón de entrada de los mandos. La inercia de la cosechadora

provoca que el mando final intente girar produciéndose un gran momento torsor.




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4.2 Datos rotura:

La información que la fábrica de Harvester nos ha facilitado sobre la rotura es la

siguiente:

Siempre que ha fallado un mando final, ha sido por rotura de uno o varios dientes

pertenecientes a la corona. Esto es lógico ya que el piñón lleva un tratamiento

superficial llamado shoot penning que incrementa mucho su dureza.

La rotura ha sido por sobrecarga. Al frenar a fondo, se bloquea el piñón de

entrada y los dientes de la corona no aguantan el gran momento torsor al que han

estado sometidos y rompen de golpe

La rotura siempre ha sido por la base del diente

Figura 4.6 Diente roto corona

En uno de los casos en los que ha habido rotura de dientes, los ingenieros de DesMoines monitorizaron el par al que está sometido el mando final mientras lo

sometían a la prueba de la frenada de emergencia. En la siguientes gráficas podemos

verlo:




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Figura 4.7 Par que sufre el mando final derecho durante una frenada de emergencia

En la gráfica se representa por una parte el tiempo que tarda la cosechadora en pasar de

800 rpm a 0 rpm (2.5s) y por otra el par al que esta sometido el mando final derecho

durante ese periodo. La gráfica que representa el par tiene forma senoidal, obteniéndose

un valor máximo de unos 8300 N.m. Vemos que el valor del par va ascendiendo y

descendiendo debido al rebote que se produce entre los dientes.




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Figura 4.8 Par que sufre el mando final izquierdo durante una frenada de emergencia

Esta gráfica corresponde al mando final izquierdo, y en la que se obtiene un valor

máximo de aproximadamente 9000N.m

Los frenos y el mando final han sido diseñados para soportar sin ningún problema

hasta un par de 6000N.m, pero como hemos comprobado cuando se le ha sometido

a una frenada de emergencia hemos obtenido valores de hasta 9000N.m




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4.3 Características del engranaje del Mando finalA continuación se enumeran las características geométricas del engranaje del mando

final:

Número de dientes de la botella : 10

Número de dientes de la corona: 95

Módulo piñón y corona : 5.72

Relación de transmisión: 9.5

Distancia entre centros: 310 mm

Diámetro raíz piñón mínimo: 49.826 mm

Diámetro raíz piñón máximo: 50.404 mm

Diámetro raíz corona mínimo: 541.75 mm

Diámetro raíz corona máximo: 542.5302 mm Diámetro base piñón: 52.2548 mm

Diámetro base corona: 496.4206 mm

Diámetro exterior piñón mínimo: 75.1898 mm

Diámetro exterior piñón máximo: 75.5398 mm

Diámetro exterior corona mínimo: 541.75 mm

Diámetro exterior corona máximo: 542.3302 mm




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Respecto a los materiales con los que están construidos los elementos que forman el

mando final, hay que decir que por temas de confidencialidad, solo se van a mostrar

algunas características del acero utilizado en la corona, ya que es la parte del mando final

en la cual nos vamos a centrar debido a la rotura ocasional de sus dientes.

Figura 4.9 Material corona

Con estos datos, se simulará en Ansys los esfuerzos que sufre el mando final al someterloa una gran frenada, centrándonos en las tensiones que sufren los dientes de la corona en la

base y ver en qué casos supera la resistencia última del material y provoca la rotura de los

mismos.




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5. DISEÑO DEL UTILLAJE NECESARIOPARA LA REALIZACIÓN DE LA PRUEBABULL GEAR TEST




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5.1 Introducción y consideraciones

En este capítulo trataremos la parte del diseño de los soportes necesarios para la

realización de la prueba Bull Gear Test. Para ello usaremos el programa de diseño Pro-

Enginner

Antes de iniciar la fase de diseño tuvimos que tener en cuenta una serie de

consideraciones:

1. Los soportes que diseñemos tienen que ser válidos para probar tanto el mandofinal derecho como el mando final izquierdo. La única diferencia entre estos dos

mandos es la situación del eje de entrada, conocido también como botella; en el

mando izquierdo, la botella se encuentra a la izquierda y en el mando derecho a la

derecha.

Figura 5.1 Mando final izquierdo Figura 5.2 Mando final derecho

2. El utillaje diseñado debe ser robusto, para poder realizar sin ningún problema la

prueba a la que va a ser sometido. Para esto tras revisar soportes diseñados con

anterioridad y teniendo en cuenta el par torsor que vamos a aplicar (9000N.m) y el

peso del mando final (aproximadamente 300kg) vamos a optar por aplicar un

espesor de chapa de 30mm.




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3. Todos los soportes que diseñemos tendrán las esquinas achaflanadas (Chaflán

45ºx 15) para evitar cortes o rozaduras a la hora de montarlo.4. La posición horizontal y vertical del torsionador respecto a la bancada viene

prefijada, ya que tanto el banco universal como el torsionador han sido comprados

a un proveedor.

Figura 5.3 Distancia vertical salida torsionador

Figura 5.4 Distancia horizontal salida torsionador

En las imágenes podemos ver que la salida del torsionador se encuentra a 349mm de

altura respecto a la bancada y a 949mm respecto al lateral de la bancada




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5. Para simular el frenazo de la cosechadora, por sencillez de diseño lo haremos al

revés que en la realidad. En vez de bloquear el piñón de entrada y que la inercia

de la cosechadora provoque que el mando final intente girar, provocando un gran

momento torsor; Mantendremos fija la corona y aplicaremos un par torsor en el

piñón. Para conseguir esto, diseñaremos un útil que frene el palier.

6. El par torsor se aplicará mediante un torsionador que funcionará como motor. El

motivo de utilizar el torsionador es que el departamento de PV&V no cuenta con

un motor capaz de desarrollar el par necesario para la realización de la prueba.

Para utilizar el torsionador como motor, es necesario frenar una de sus salidas y

así poder aplicar el par estático. Por tanto habrá que diseñar un útil que realice

esta función.

En resumen, podemos decir que para poder realizar la prueba Bull Gear Test en el banco

de pruebas universal, tenemos que diseñar 3 útiles:

1. Soporte del Mando final

2. Freno Mando Final

3. Freno salida torsionador

Antes de empezar a diseñar los soportes con Pro-E, tuvimos que informarnos y conseguir:

La pieza en 3D del mando final

Los planos del mando final

Informarme sobre cómo está enganchado en la cosechadora y conseguir los planos

de la pieza que hace la unión.

Observar el utillaje diseñado con anterioridad




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5.2 Diseño soporte mando final

El soporte del mando final tiene la función de sujetarlo verticalmente y fijarlo a la

bancada. Debe ser robusto, con un buen espesor de chapa ya que debido al peso del

mando final (300kg aproximadamente) va a estar sometido a un gran momento flector.

El soporte estará formado por:

Una chapa vertical que mantendrá el mando final en posición vertical

Una chapa horizontal para fijarlo a la bancada

Tres nervios con formas de escuadra para dar rigidez al conjunto

Diseño chapa vertical

Para diseñar la chapa vertical, estudiamos como iban montados los mandos finales en la

cosechadora:

Viga de unión

Figura 5.5 Ubicación mandos finales en la cosechadora

Mando final izquierdo Mando final derecho




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Como se observa en la imagen anterior, los mandos finales van atornillados a la viga de

unión, y ésta a su vez va unida al chasis de la cosechadora.

A continuación podemos ver en detalle la pieza que atornilla el mando final con la viga

ChasisViga

Figura 5.6 pieza que atornilla el mando final

Pieza unión mando final-viga

La pieza amarilla es la pieza de unión que atornilla el mando final a la viga. Ésta es

idéntica para los dos mandos. La pieza lleva 10 agujeros que coinciden con los agujeros

roscados que lleva la carcasa de los mandos finales.

Por tanto la chapa vertical del soporte será un rectángulo, con 10 agujeros iguales que los

de la pieza de unión, en los cuales se atornillará el mando. Las dimensiones y la posición

de éstos, las obtendremos mirando los planos.




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Figura 5.8 Dimensiones de los taladros

Figura 5.7 Posición de los taladros

De los planos, obtenemos que hay ocho taladros de Ø 27± 0.75mm y dos de Ø30±0.03mm.

Para hallar la altura a la que hay que colocar los agujeros en el soporte, tenemos que tener

en cuenta que la altura del piñón de entrada del mando final debe ser igual que la de la

salida del torsionador. Esta altura es 349mm.




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Mirando el plano de la carcasa, sabemos que tanto el piñón como los agujeros roscados de

Ø30mm, se encuentra a la misma altura (línea verde). Esta altura tiene un valor de

214.58mm por lo que para poner la botella a la misma altura que la salida deltorsionador(349mm) habrá que colocar estos taladros a 319mm de altura, ya que a

349mm hay que restarle el grosor de la chapa horizontal. (349mm-30mm=319mm). Una

vez posicionados los taladros de Ø30mm, podremos posicionar el resto (mirando plano

pieza de unión) y ya tendremos colocado el mando final en la altura deseada. El ancho de

la chapa vertical será de 420mm.

214.58mm

Figura 5.9 Plano carcasa mando final




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Diseño chapa horizontal

La chapa horizontal servirá para fijar el conjunto a la bancada. La bancada se divide en 10

raíles, con una separación entre ellos de 250mm. Tanto por las dimensiones de nuestro

mando final (tiene un Ø 667mm) como por los esfuerzos a los que va a estar sometido, es

condición indispensable que esté bien fijado a la bancada; por ello decidimos que

estuviera sujeto a tres raíles.

La chapa horizontal también será rectangular, con una base de 700mm y una altura de 500

mm. Estará fijada por tres tornillos de M22 a cada lado. Contará con tres fijas, que harán

las funciones de guía sobre el raíl para facilitar el montaje. Los agujeros a los que irá

atornillado serán rasgados para facilitar el montaje y el desplazamiento

A la hora de colocar los taladros, tuvimos que tener en cuenta que el mando final va a

tener dos posiciones sobre la bancada, ya que dependiendo de qué mando este

probándose, el piñón de entrada estará a un lado u a otro y recordamos que ésta debe de

estar alineada con la salida del torsionador, por lo tanto tiene que estar a 949mm del

lateral de la bancada

Lo primero que hicimos fue hacer un montaje previo del soporte, con la chapa vertical yuna chapa horizontal de las medidas citadas anteriormente (700x500mm).

Figura 5.10 Montaje soporte previo mando final




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Lo siguiente fue alinear la salida del torsionador con el eje de entrada del mando final,

tanto para el izquierdo como para el derecho.

Figura 5.11 Posición mando final derecho respecto bancada Figura 5.12 Posición mando final izquierdo respecto bancada

Para fijar el soporte a la bancada, dibujamos un agujero rasgado en cada carril. Estos

tenían una longitud de 55mm y una anchura de 30mm.

Figura 5.13 Agujeros rasgados




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Diseño de los nervios

Para darle rigidez al conjunto, y aguantar mejor los esfuerzos a los que va a estar

sometido se diseñan tres nervios. A diferencia del resto de chapas usadas para diseñar el

utillaje, los nervios tienen un espesor de 20mm.

A continuación, mostramos el plano acotado de uno de los nervios:

Figura 5.14 Plano acotado nervio




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Una vez diseñado todo procedimos al montaje del conjunto:

Figura 5.15 Soporte mando final

Para ver los planos del conjunto, acuda al anexo




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5.3 Diseño freno mando finalEl útil “freno mando final” tiene como función simular el freno de la cosechadora,

manteniendo fija la corona. Para ello sabemos que si fijamos el palier que atornilla a las

ruedas, como es solidario a la corona, frenaremos el mando final.

Corona

Figura 5.16 Soporte mando final

Botella o eje de entrada Palier o eje de salida

El soporte del mando final estará formado por:

Una chapa vertical que es la que bloquea el palier

Una chapa horizontal que fija el conjunto a la bancada

Dos nervios que le den rigidez al conjunto




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Diseño chapa vertical

Para diseñar la chapa vertical, estudiamos como va enganchada la salida del mando final

(palier) a la rueda de la cosechadora.

El palier, en la cosechadora, va atornillado a la llanta mediante 10 tornillos

Figura 5.17 Plano llanta Figura 5.18 Palier mando final

Con estos datos podemos decir que la chapa vertical tendrá una forma rectangular de

altura 700mm y anchura 600mm. Ésta tendrá 10 agujeros de Ø24.3mm, distribuidos

simétricamente sobre una circunferencia de Ø335mm y un agujero pasante de Ø281.2mm

que es donde se encajará el saliente del palier.

Las medidas y posiciones de los taladros los sabemos gracias al plano de la llanta.




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Para poder situar los taladros y el agujero pasante sobre la chapa, medimos sobre el banco

de pruebas la altura a la que se encuentra el palier:

Figura 5.19 Altura palier sobre la bancada

El centro del palier se encuentra a una altura de 468.033mm. Como el freno tiene que

estar a la misma altura, tendremos que colocar los taladros a una altura de 438.033mm, ya

que hay que restarle el espesor de la chapa horizontal (30mm).




- 43 -

Diseño chapa horizontal

La chapa horizontal servirá para fijar el freno a la bancada. Por los esfuerzos a los que va

a estar sometido, es condición indispensable que esté bien fijado a la bancada; por ello

decidimos que al igual que el soporte del mando final, estuviera sujeto a tres raíles.

La chapa horizontal también será rectangular, con una base de 750mm y una altura de

550mm. Estará fijada por tres tornillos de M22 a cada lado. Los agujeros a los que irá

atornillado serán rasgados para facilitar el montaje y el desplazamiento sobre los raíles.

Para diseñarla procedimos de la misma forma que para el soporte del mando final. Hay

que tener en cuenta que el soporte que hará las funciones de freno, va a tener dos

posiciones sobre la bancada, dependiendo del mando final que estemos probando.

Lo primero que hicimos fue hacer un conjunto previo con la chapa vertical diseñada

anteriormente y con una chapa horizontal de las medidas dadas (550x750mm)

Figura 5.20 Montaje previo freno mando final




- 44 -

Lo siguiente fue montar el soporte “mando final”, en cada uno de los mandos (derecho e

izquierdo) y alineamos la salida del torsionador y el piñón de entrada.

Figura 5.22 freno mando final banco de pruebasFigura 5.21 freno mando final banco de pruebas

Para fijar el soporte a la bancada, dibujamos un agujero rasgado en cada carril. Estos tienen una

longitud de 55mm y una anchura de 30mm.

Figura 5.23 Agujeros rasgados




- 45 -

Nervio

Para darle rigidez al conjunto, y aguantar mejor los esfuerzos a los que va a estar

sometido se diseñan tres nervios. A diferencia del resto de chapas usadas para diseñar el

utillaje, los nervios tienen un espesor de 20mm. Los nervios usados son los mismos que

en el soporte “mando final” (Pág. 37)

Una vez diseñado todo procedimos al montaje del conjunto:

Figura 5.24 Freno mando final

Para ver los planos del conjunto, acuda al anexo

Figura 5.25 Freno mando final




- 46 -

5.4 Diseño freno torsionador

Para la realización de la prueba Bull Gear Test, usaremos un torsionador que funcionará

como motor. El torsionador cuenta con dos salidas y para aplicar el par estático,

necesitamos frenar una de ellas. El útil “freno torsionador” será el encargado de realizar

dicha función.

Las salidas del torsionador llevan una galleta circular, que permite conectar fácilmente los

ejes del torsionador con cualquier caja de engranajes que queramos probar, mediantecardan o ejes intermedios.

Galleta Galleta

Figura 5.26 Torsionador




- 47 -

Observando la galleta vemos que consta con 16

taladros distribuidos de forma simétrica a lo largo de

una circunferencia de Ø245mm. Hay ocho taladros

de Ø17.3mm y otros ocho de Ø20mm. A la hora de

diseñar el soporte que hiciera de freno, buscábamos

que fuera lo más versátil y universal posible, para

poder utilizarlo en otras pruebas, por eso decidimos

que tuviera forma de arco.

Figura 5.27 Galleta acoplamiento

El soporte estará formado por dos columnas y una chapa vertical unida a ellas. Las

columnas se encargaran de fijarlo a la bancada y la chapa vertical impedirá el movimiento

de la salida del torsionador.

Por tanto la chapa vertical será rectangular de 910x300mm, tendrá ocho taladros de

Ø20mm (distribuidos de forma simétrica sobre una circunferencia de Ø245mm) y un

agujero circular de Ø175.5mm y profundidad de 10mm para alojar el saliente de la

galleta. (las medidas están sacadas del plano de la galleta)

Figura 5.28 Chapa vertical torsionador




- 48 -

Las columnas que tendrá el freno se muestran a continuación:

Figura 5.29 Columnas freno torsionador

Una vez diseñado todas las partes que compondrán el freno, se hace un montaje previo,

colocando el centro del agujero a una altura de 349mm (la misma que el torsionador) y la

distancia entre los dos agujeros debe ser de 750mm para que coincida con los raíles de la

bancada.

Figura 5.30 Freno torsionador




- 49 -

Una vez hecho el montaje, hacemos 5 taladros en cada lado para poder regular el conjunto

en altura. Estos taladros tendrán un Ø20mm y tienen una separación entre ellos de 100m

Figura 5.31 Freno torsionador

Para ver los planos del conjunto, acuda al anexo.




- 50 -

6. PAREJA DE ENGRANAJES DELMANDO FINAL




- 51 -

Cuando engranan un diente del piñón y otro de la rueda, se produce una reacción en el

punto de contacto entre éstos, provocando unas tensiones debido a flexión en la base del

diente.

Teniendo en cuenta que la fuerza en el punto de contacto tiene un valor constante a lo

largo de todo el engrane, podemos afirmar que el valor de las tensiones que provoca no es

igual en todos los puntos del diente.

Por tanto, hay que estudiar como engranan la corona y el piñón en el mando final.

La pareja de ruedas dentadas que tiene el mando final son engranajes cilíndricos rectos de

perfil conjugado. En este tipo de engranajes el contacto entre los dientes ocurre a lo largo

de un recta, llamada línea de engrane.

El contacto entre dientes empieza y termina en las intersecciones de los dos círculos de

cabeza con la línea de engrane. Al segmento AB se le denomina como línea de acción. El

contacto inicial se produce en A y el contacto final ocurre en B.

Corona

Línea de engrane

B

Círculo de cabeza

ALínea de acción

Círculo de cabeza

Piñón

Figura 6.1 Línea de acción




- 52 -

El valor de la tensión en la raíz del diente depende del número de pares de dientes que

están engranados simultáneamente. Por tanto hay que tener en cuenta la relación de

contacto que en este caso tiene un valor de 1.23. Esto significa que un 77% del ciclo de

engrane, solo habrá un par de dientes en contacto y en el otro 23% restante habrá dos

pares en contacto a la vez.

Figura 6.3 Dos parejas de dientes engranando a la vezFigura 6.2 Una pareja de dientes engranando

En la siguiente imagen se muestran los puntos más significativos que hay en la línea de

acción de la pareja de ruedas dentadas del mando final. Estos puntos indican cuando

empieza y finaliza el engrane, y cuantos pares de dientes engranan a la vez:




- 53 -

Línea de acción

Figura 6.4 Puntos más significativos a lo largo de la línea de acción

Para la pareja de engrane que nos ocupa, éstos son los valores:

ROLL ANGLES:

SAP (Starting Active Profile) : 15.441º

LPSTC: 23.747º HPSTC: 51.441º

TIP/EAP (End Active Profile): 59.747º

Los ángulos mostrados están referenciados respecto a la perpendicular a la línea de acción

que pasa por el centro del piñón.

A continuación se va a explicar qué significa cada punto: SAP (Starting Active Profile): es el punto inicial del engrane.

LPSTC (Lowest Point of Single Tooth Contact): es el punto donde empieza el

engrane de una pareja de dientes en solitario

HPSTC (Highest Point of Single Tooth Contact): es el punto donde finaliza el

engrane de una pareja de dientes en solitario

TIP/EAP (End Active Profile): es el punto final del engrane




- 54 -

Como hemos visto anteriormente, en la mayor parte del tiempo del engrane solo hay una

pareja de dientes en contacto, pero en determinados momentos hay dos parejas de dientes

engranando entre sí.

A continuación vamos a acotar en qué zonas de la línea de acción se produce cada caso.

Como podemos ver en la siguiente figura, en el periodo inicial del engrane, el par de

dientes 3-4 (en el sector SAP-LPSTC del la zona de acción) están en contacto, pero

también lo están el par de dientes 1-2, cuyo engrane se va a finalizar.

4 2

13

Figura 6.5 Caso dos parejas de dientes engranando a la vez

Por consiguiente, durante los sectores SAP-LPSTC y HPSTC-EAP de la zona de acción,

habrá dos pares de dientes engranados a la vez. Cuando el punto de contacto de los dientes

1-2 (punto blanco) llegue hasta el punto EAP, el par de dientes 1-2 saldrá del engrane y

engranará en solitario los dientes 3-4




- 55 -

24

31

Figura 6.6 Caso una pareja de dientes engranando

La pareja de dientes 3-4 engranará en solitario en el sector LPSTC-HPSTC de la zona de

acción. Una vez que el punto de contacto entre estos dos dientes llegue al HPSTC se

repetirá el ciclo.




- 56 -

Por tanto desde el punto de vista del cálculo de la tensión en la base del diente de la

corona, podemos decir que el punto más crítico para el cálculo de dicha tensión será

cuando el contacto entre dientes esté en el LPSTC debido a que:

Solo hay un diente engranado y toda la tensión se concentra en un único diente.

Es donde hay mayor distancia entre la base del diente de la corona (zona de

rotura) y el punto de aplicación de la fuerza, ya que la fuerza está ejercida en el

punto de contacto entre los dientes. Si consideramos el diente como una viga en

voladizo, vemos que los esfuerzos que sufre en el empotramiento (base de nuestro

diente) son mayores cuanto mayor es la distancia entre el empotramiento y el

punto de aplicación de la fuerza

Figura 6.7 Diagrama de esfuerzos viga en voladizo

Figura 6.8 Punto más crítico para el cálculo de la tensión




- 57 -

También podemos afirmar que:

1. Si quisiéramos calcular la tensión que hay en la base del diente del piñón el punto

más crítico sería el HPSTC porque como hemos comentado antes es el punto

donde más brazo tendría la fuerza respecto a dicha zona

2. Los puntos donde menos tensión habrá será cualquiera en el que haya dos pares de

dientes engranados a la vez, ya que la carga se repartiría entre ambos.




- 58 -

7. SIMULACIÓN CON ANSYS




- 59 -

7.1. Introducción y consideracionesEl departamento de PV&V de John Deere Ibérica siempre ha usado para sus simulaciones

un programa desarrollado por la universidad de Ohio llamado LDP. Este programa tiene

la limitación de que sólo puede estudiar engranajes cilíndricos, con lo que se les plantea la

necesidad de utilizar otro programa, el cual pueda también simular engranajes cónicos.

Por tanto, los objetivos de este capítulo son por una parte, simular con Ansys la tensión

que sufren los dientes en la base durante una frenada de emergencia y por otra parte

validar los resultados, comparándolos con los obtenidos con el programa LDP. Se

intentará ver en qué casos se supera la resistencia última del material y por tanto se

produce la rotura de algún diente.

Antes de empezar a simular, tenemos que tener en cuenta una serie de consideraciones:

1. Esta va a ser la primera vez que el departamento de PV&V use el programa

Ansys, por lo que la simulación puede que no sea la más ajustada posible

2. El modelo en 3D de las ruedas dentadas lo importaremos del programa Pro-E.

3. Como hemos comentando antes, para simular el frenazo de la cosechadora,

fijaremos la corona y aplicaremos el momento torsor al piñón.

4. Se sabe por los datos que se han facilitado, que las veces que ha roto algún diente

pertenecían a la corona y que ha sido una rotura por la base, por tanto noscentraremos en analizar las tensiones en esa zona.

5. Como la tensión en la zona de rotura no es igual en todos los puntos, buscaremos

el punto con mayor tensión.

6. El ensayo será estático

7. Recordamos que la resistencia última del material de la corona tiene un valor de

1460MPa.




- 60 -

8. Vamos a simular en Ansys dos situaciones diferentes que suceden durante el

engrane, para validar con más argumentos los resultados obtenidos:

Posición más desfavorable: cuando el contacto de los dientes se encuentre

en el LPSTC o cercano a él(solo hay una pareja de dientes engranando)

Posición más favorable: cuando haya dos parejas de dientes engranando

simultáneamente

9. Simularemos cada posición aplicando dos valores de carga diferente:

Par torsor de 6000N.m ya que es el par para el que ésta diseñado que

aguante el mando final sin ningún tipo de problema

Par torsor de 9000N.m que es valor máximo que se prevé que soporta

durante la frenada de emergencia




- 61 -

7.2 Simulación con Ansys

7.2.1 Simulación caso más desfavorable

Lo primero que hicimos fue colocar el piñón y la corona en la posición requerida.

Figura 7.1 Posición más desfavorable en Ansys




- 62 -

Lo segundo fue proceder a hacer el mallado y colocar las restricciones:

Figura 7.2 Restricciones y mallado pareja de engranajes

En el piñón colocamos unos apoyos simples, como si fueran los rodamientos que lleva el

mando final, permitiendo únicamente el giro. La corona la bloqueamos colocando,

además de apoyos simples, empotramientos en el estriado interno que lleva, impidiendo

cualquier movimiento y giro.




- 63 -

Lo siguiente fue colocar el par torsor de 6000N.m en el piñón

–

Figura 7.3 Aplicación par torsor




- 64 -

Por último ejecutamos el estudio en Ansys, obteniendo el estado tensional. De los

resultados obtenidos nos centramos en el punto con mayor tensión en la base del diente de

la corona obteniendo un valor aproximado de 1162 MPa.

Figura 7.4 Estado tensional caso más desfavorable (6000N.m)

Haciendo zoom en la base del diente, observamos con mayor claridad el punto donde

mayor tensión hay:

Figura 8.5 Zoom del punto donde mayor tensión hay (6000N.m)




- 65 -

Subiendo el par a un valor de 9000N.m y con las restricciones y la posición del engranaje

idénticas al caso anterior, llevamos a cabo de nuevo el análisis con Ansys obteniendo una

tensión máxima aproximada de valor 1758.4MPa

Figura 9.6 Estado tensional caso más desfavorable (9000N.m)

Haciendo zoom en la base del diente, observamos con mayor claridad el punto donde

mayor tensión hay:

Figura 10.7 Zoom del punto donde mayor tensión hay (9000N.m)




- 66 -

7.2.2 Simulación caso más favorableProcedemos de la misma forma que para el caso más desfavorable, primero colocamos el

engrane en la posición deseada:

Figura 7.8 Posición más favorable en Ansys




- 67 -

Lo siguiente fue colocar las restricciones de movimiento (iguales que en el caso

anterior) y aplicar el par torsor. Primero aplicamos un par torsor con valor de

6000N.m y a continuación de 9000N.m. Una vez hecho esto se procedió a hacer el

análisis tensional con Ansys.

Para el par de 6000N.m obtuvimos un valor de tensión en la base de los dientes de

aproximadamente 482.16MPa y 375.97 MPa respectivamente.

Figura 7.9 Estado tensional caso más favorable (6000N.m)

De los resultados obtenidos para este caso hay que comentar que:

No se considerarán los valores puntuales muy altos en las restricciones y en

las zonas de contacto, pues a menudo, estos valores son consecuencia de la

implicación de sólo un nodo o una pareja de nodos.

Aunque obtengamos un valor de tensión muy alto en la cabeza del diente, el

presente proyecto tiene como objetivo estudiar el fallo del engranaje por rotura

en la base del diente




- 68 -

Para el par torsor de valor de 9000N.m obtuvimos un valor máximo de tensión en la

base de los dientes de aproximadamente 738.23MPa y 534.63MPa

Figura 7.10 Estado tensional caso más favorable (9000N.m)

De los resultados obtenidos para este caso hay que comentar que:

No se considerarán los valores puntuales muy altos en las restricciones y en

las zonas de contacto, pues a menudo, estos valores son consecuencia de la

implicación de sólo un nodo o una pareja de nodos.

Aunque obtengamos un valor de tensión muy alto en la cabeza del diente, el

presente proyecto tiene como objetivo estudiar el fallo del engranaje por rotura

en la base del diente




- 69 -

7.3 Comparación resultados Ansys con LDP yvalidación del mismo.

Este apartado tiene la finalidad de comparar los resultados obtenidos en Ansys con los de

LDP que es el programa que usa normalmente John Deere Ibérica para sus diseños.

Las siguientes gráficas están sacadas del programa LDP y muestran la tensión a la que

está sometido un diente de la corona en la base a lo largo de la línea de acción cuandoestán bajo la carga de un par torsor de 6000N.m y de 9000N.m. LDP muestra el punto de

mayor tensión en la zona de rotura.

Par torsor 6000N.m

Línea de engraneHPSTC EAPLPSTCSAP

Línea de acción

Figura 7.11 Tensión en la base del diente a lo largo de la línea de acción bajo un par torsor de 6000N.m




- 70 -

Par torsor 9000N.m

Línea de engraneSAP LPSTC HPSTC EAP

Línea de acción

Figura 7.12 Tensión en la base del diente a lo largo de la línea de acción bajo un par torsor de 9000N.m

Como podemos ver, en el transcurso del proceso de engrane, la tensión en la zona

sometida a estudio varía en función de dónde se sitúa el punto de contacto entre dientes y

también en función de la carga que el diente en cuestión está soportando, que cambia

conforme entran o salen los dientes adyacentes.

De la posición 0.0 hasta el punto SAP el diente todavía no ha engranado por lo

que la tensión, al no haber contacto, es 0 MPa.

Del punto SAP hasta inmediatamente antes del punto LPSTC vemos como el

diente empieza a engranar y comparte engrane con el diente anterior, es decir hay

dos dientes engranados. El valor de la tensión aumenta linealmente con la

posición del punto de contacto hasta obtener el valor máximo en el punto de

contacto único (LPSTC).




- 71 -

Del punto LPSTC al HPSTC solo hay un diente engranado. Esta es la zona donde

el diente está sometido a mayor tensión. El máximo valor se alcanza en el punto

LPSTC ya que es cuando hay mayor distancia entre la base y el punto de

aplicación de la fuerza. A medida que el punto de contacto se desplaza, disminuye

la distancia entre la base del diente y el contacto y por tanto la tensión también

disminuye.

Del punto HPSTC al EAP empieza a haber otra vez dos dientes engranados, ya

que empieza a engranar el diente posterior. La tensión disminuirá a medida que

nos acerquemos al fin del engrane.

A la hora de simular cada situación descrita anteriormente hay que tener en cuenta que el

Pro-E tiene muchas limitaciones a la hora de simular movimiento, por lo que no podemos

asegurar al 100% que estamos en la posición deseada. Por tanto a la hora de comparar los

resultados con el programa LDP, compararemos regiones. Es decir compararemos la

tensión máxima, cuando el punto de contacto esté en el LPSTC o muy cercano a él y

también en una situación cualquiera en la que se encuentren dos parejas de dientesengranando entre sí.

CASO MÁS DESFAVORABLE

Par Torsor(N.m) LDP Ansys6000 1000-1050MPa 1162MPa

9000 1450-1590Mpa 1758.4MPa

Tabla 7.1 Caso más desfavorable




- 72 -

CASO MÁS FAVORABLE

Aquí estudiaremos dos zonas ya que hay dos dientes, uno que empieza a engranar y otro

que ya estaba engranado y se acerca al fin del mismo. Por tanto haremos dos tablas

comparando los resultados:

Diente que empieza a engranar

Par Torsor(N.m) LDP Ansys

6000 500-590 MPa 482.16 MPa

9000 700-835 MPa 738.2 MPa

Tabla 7.2 Caso más favorable

Diente que ya está engranado

Par

Torsor(N.m)

LDP Ansys

6000 200-330 MPa 375.97 MPa

9000 280-460 MPa 534.63MPaTabla 7.3 Caso más favorable




- 73 -

La diferencia en los resultados puede ser debida a:

1. El modelo en 3D estudiado en Ansys no representa con exactitud la forma del

diente. No se tiene en cuenta el radio de entalle, sino que se ha dibujado como un radio

de acuerdo.

Figura 7.13 Forma del diente Pro-E

2. El Pro-E tiene muchas limitaciones a la hora de simular el movimiento de las

ruedas dentadas, por lo que no podemos asegurar que hayamos simulado la misma

posición del punto de contacto entre los dientes en Ansys que en LDP.




- 74 -

8. CONCLUSIONES FASE TEÓRICA




- 75 -

Tras analizar los resultados obtenidos en Ansys y en LDP y teniendo en cuenta la

resistencia última del material cuyo valor es 1460 MPa podemos afirmar que:

1. Para que se produzca la rotura del diente por la base, éste debe de estar engranando

sólo y cercano al punto LPSTC. Cuando están engranados dos dientes, queda

demostrado que el esfuerzo es menor ya que se reparte entre ambos.

2. La pareja de engranajes resiste sin ningún problema el par torsor de 6000N.m, que

es para el que está diseñado. La tensión máxima a la que está sometido bajo esta

solicitación no supera en ninguna de las dos simulaciones hechas el límite del

material

3. Cuando el mando final está bajo un par torsor de 9000N.m, se puede producir la

rotura de un diente ya que la tensión máxima que soporta tiene un valor de

1590MPa (LDP) y 1754.8Mpa (Ansys), superior al límite del material. Para que

esto ocurra tiene que haber solo una pareja de dientes engranando y que el punto de

contacto entre éstos, se encuentre suficientemente alejado de la base.

A continuación intentaremos acotar la zona en la que se debe encontrar el contacto

entre dientes para que éste rompa y sacar la probabilidad de fallo. Para ello sobre la

gráfica que muestra la tensión que sufren los dientes al aplicarle un par de

9000N.m, marcaremos con una línea azul el valor de Sut. De esta forma sabremos

de una manera aproximada durante cuánto tiempo y en que posición se supera el

límite del material.




- 76 -

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

0.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 2.2

Gage Stress (Mpa)

Mesh Position

Sut1460

Todos los cálculos están referenciados sobre la posición en la línea de acción o Mesh

Position. El engrane de un diente cualquiera comienza en el punto SAP(0.78) y termina en

el punto EAP(2.05), es decir tiene una longitud de 2.05-0.78=1.27 . La zona de la posiblerotura del diente tiene una longitud de valor 1.05-0.98=0.07

Si dividimos la longitud que tiene la zona crítica entre la longitud total que tiene el proceso

de engrane de un diente, obtendremos la probabilidad de que el diente se encuentre en la

posición crítica cuando frenemos.

%51.5100*27.107.0

Como conclusión, podemos decir que teóricamente hay una probabilidad del 5.51% de que

el conductor de la cosechadora cuando pise el pedal de freno en una frenada de

emergencia rompa uno de los dientes de la corona por sobrecarga.

Nota: La Mesh Position no tiene unidades, divide la línea de acción en tramos por eso el

diente tiene tensión durante 1.2 que es la relación de contacto




- 77 -

9. PRUEBA BULL GEAR TEST




- 78 -

9.1 Introducción y descripción de la prueba

El objetivo de este capítulo es comprobar experimentalmente las conclusiones a las que

hemos llegado teóricamente y validar las hipótesis que hemos formulado sobre la rotura

del diente.

El material que necesitaremos para la realización del ensayo se detalla a continuación:

1. Soporte Mando final para sujetar el mando a la bancada

2. Freno Mando final para bloquear la corona y simular el efecto de un frenazo

3. Freno torsionador para poder utilizarlo como motor

4. Bancada universal

5. Torsionador

6. Acoplamientos y un eje para acoplar el torsionador al piñón del mando final

La prueba consistirá en intentar simular en el banco de pruebas la curva de par que nos

envió la fábrica de Harvester, la cual recordamos más abajo. Como se comentó en el

capítulo 4, esta curva monitoriza el par que sufrieron los mandos finales cuando se

practicó una frenada de emergencia.

Queremos aplicar dicha gráfica de par, a las dos posiciones de los dientes que hemos

estudiado con Ansys.

Figura 9.1 Par que sufre el mando final durante una frenada de emergencia




- 79 -

A continuación explicamos cómo simulamos las dos posiciones en el banco de pruebas:

Figura 9.2 Puntos más significativos línea de acción

Posición 1: Caso más desfavorable

Si unimos los centros de la rueda grande y pequeña con una recta y hacemos coincidir elcentro del diente del piñón con dicha recta, sabemos que nos encontramos cerca de la

posición más desfavorable ya que estaremos muy próximos a LPSTC.

Posición 2: Caso más favorable Estando en la posición 1, si giramos el piñón en sentido anti horario entre 9 y 14º,

sabemos que estaremos entre los puntos SAP y LPSTC, en los cuales habrá dos dientes

engranados.




- 80 -

9.2 Realización de la prueba

Lo primero que hicimos fue marcar la posición de los dientes del piñón de entrada sobre

el estriado que lleva, para a posteriori poder colocar el engranaje en la posición requerida:

Figura 9.3 Piñón entrada mando final

A continuación unimos los centros de la corona y el piñón, trazando una recta sobre lacarcasa del mando final:

Figura 9.4 Carcasa mando final




- 81 -

Por último procedimos a montar sobre el banco de pruebas el utillaje, semiejes, mando

final y acoplamientos necesarios.

Torsionador

FrenoTorsionador

Mando final

FrenoMando final

Figura 9.5 Banco de pruebas Drop Box

Acoplamiento

Mando final

SoporteMando final

Figura 9.6 Banco de pruebas Drop Box




- 82 -

Una vez montado todo, procedimos a hacer la prueba. Desde el software que tiene el

banco de pruebas programamos el ciclo de par que quisiéramos que hiciera el torsionador.

El problema con el que nos encontramos es que la secuencia que queríamos reproducir

ocurría demasiado rápida y el torsionador no tenía la capacidad suficiente para

reproducirla, con lo que tuvimos que hacerlo más despacio que como ocurría en la

realidad.

En la figura 9.7 y figura 9.8 mostramos los resultados obtenidos para las dos posiciones.

Las líneas azules muestran la secuencia programada mientras que las rosas la secuencia

que hizo el torsionador

Posición 2: Dos parejas de dientes engranando

Figura 9.7 Par torsionador posición 2

Para la posición de dos parejas de dientes engranando, el resultado fue que el engranaje

aguantó sin ningún problema.




- 83 -

Posición 1:Una única pareja de dientes engranando

Figura 9.8 Par torsionador posición 1

En el caso de una sóla pareja de dientes engranando, el resultado fue la rotura del diente.

Esto ocurrió nada más alcanzar el valor máximo de par (9200N.m). Si vemos la zona

marcada en la figura 9.8 podemos observar que una vez que llegamos a 9200N.m sucede

una pequeña oscilación en el valor del par aplicado, durante unas milésimas de segundo.

El par aplicado descendió momentáneamente hasta que el diente arrancado chocó con el

siguiente. Después el par se volvió a estabilizar.

Una vez finalizada la prueba procedimos a desmontar el mando final para corroborar las

gráficas anteriormente expuestas.En las figuras 9.9; 9.10; 9.11 y 9.12 podemos observar la rotura del diente perteneciente a

la corona:




- 84 -

Figura 9.9 Foto rotura diente corona





- 85 -






- 86 -

10. CONCLUSIONES FINALES yTRABAJOS FUTUROS




- 87 -

10.1 Conclusiones finales

Para finalizar el proyecto, se presentan a continuación las conclusiones obtenidas tras la

realización de las simulaciones con elementos finitos y de la prueba Bull Gear Test:

El mando final objeto de este proyecto resiste sin problema y con un alto

coeficiente de seguridad un par torsor de 6000N.m (que es para el que está

diseñado)

Cuando se realiza una frenada de emergencia, no se puede garantizar el óptimofuncionamiento del mando final ya que hay una probabilidad del 5% de que

ocurra un fallo catastrófico.

Para que ocurra el fallo catastrófico queda demostrado que el contacto entre los

dientes debe encontrarse en el punto LPSTC o muy próximo a él.

Podemos validar los resultados de las simulaciones en Ansys ya que son muy

similares a los obtenidos con el programa de la Universidad de Ohio LDP.

Tras la primera toma de contacto del departamento de PV&V con Ansys y una vezcontrastado los resultados, podemos validar el método e ir sustituyendo

progresivamente LDP por Ansys.

El mercado de las cosechadoras es cada vez más exigente y competitivo. El futuro

avanza hacia el desarrollo de maquinaría cada vez más pesada y con mayor

capacidad. La filosofía de John Deere Ibérica es la de diseñar y fabricar piezas lo

más universal posible, que sean válidas para varios modelos de cosechadoras por

tanto la solución que se baraja es la del diseño de un nuevo modelo de mando finalque garantice con un alto coeficiente de seguridad las solicitaciones a las que esté

sometido y sea válido para próximos modelos.




- 88 -

10.2 Trabajos futuros

Los trabajos futuros de la compañía van encaminados al desarrollo de un nuevo modelo

de mando final que cumpla con creces las exigencias a las que esté sometido y que sea

válido para futuros modelos.

En las imágenes 10.1 y 10.2 se muestra el prototipo sobre el qué se está trabajando. Es un

mando final que cuenta con dos engranajes intermedios entre el eje de entrada y el eje de

salida que hace que los esfuerzos se repartan entre más dientes.

Figura 10.1 Prototipo nuevo mando final




- 89 -

Figura 10.2 Prototipo nuevo mando final

Los trabajos futuros del departamento PV&V tendrán como objetivo entrar en más detalleen las capacidades de Ansys, haciendo simulaciones dinámicas y perfeccionando el

mallado del modelo en 3D.




- 90 -

11. BIBLIOGRAFÍA




- 91 -

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de Ingeniería Mecánica

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Shigley, Joseph Edward. 1988. Teoría de Máquinas y Mecanismos. McGraw Hill.

Shigley, Joseph Edward. 1990. Diseño en Ingeniería Mecánica. McGraw Hill.

Mott, Robert L.2006. Diseño de elementos de máquinas. Pearson Educación

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Ansys 11.0 Tutorial

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12. ANEXOS




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12.1 Plano útil “freno mando final”




- 94 -

12.2 Plano útil “soporte mando final”




- 95 -

12.3 Plano útil columna torsionador”




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12.4 Plano útil “placa freno torsionador”

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