AKADEMIA TECHNICZNO-ROLNICZA

W BYGOSZCZY

KATEDRA PODSTAW KONSTUKCJI MASZYN

PROJEKT

UKŁADU NAPĘDU WCIĄGARKI LINOWEJ

WYKONAŁ

Sem .V inż. gr. c

1.Założenia konstrukcyjno-projektowe

1.1.Założenia potrzeby

Zadaniem układu napędowego wciągarki będzie napęd wciągarki poziomej.

Zadanie to będzie spełniał układ składający się z przekładni mechaniczne połączonej ze silnikiem elektrycznym za pomocą sprzęgła.

Przekładnia przenosi moment obrotowy oraz redukuje obroty z wału wejściowego na wyjściowego.

Warunkiem nieodzownym dobrej pracy przekładni jest potrzeba smarowania olejem w sposób ciągły .Korpus z tego powodu musi zapewniać szczelność.

Schemat układu napędowego.

1.2.Dane ilościowe:

-moc przenoszona N=0.5kW

-prędkość silnika N₁=710 obr\min

-prędkość wyjścia n₂=5 obr/min

-ilość godzin na dobę T=10 h

-ilość przełączeń na dobę i=15

-równomierność pracy stała

-ustawienie wałów wejście w osi wyjścia

wejście wyjście

-produkcja masowa

-korpus spawany

1.3 Dane sytuacyjne

Dany układ będzie pracował w otoczeniu warunków atmosferycznych.

Będzie podlegał różnym anomalią pogodowym czyli opadom deszczu ,śniegu,

zmianom temperatury.

Przewiduje się możliwość przenoszenia układu.

Przekładnia będzie pracowała nie więcej niż 10 godzin w sposób przerywany.

2.Koncepcje roziązań:

2.1.Przekładnia walcowa wielostopniowa.

2.2.Przekładnia z kołami stożkowymi.

2.3.Przekładnia ślimakowa

2.4.Przekładnia ślimakowo - stożkowa

2.5.Przekładnia planetarna

3.Wybór koncepcji optymalnej

3.1 Kryteria oceny

A .Liczba węzłów łożyskowych

B .Liczba wałków

C . Liczba kół zębatych

D . Sprawność

E . Prostota konstrukcji

F . Samohamowność

3.2 Współczynniki ważności kryterium

Nr kryt.	A	B	C	D	E	F
Wsp.waż.	0,75	0.75	0,75	1	1	0,5

3.3 Wartości poszczególnych kryteriów skala 1-5

Nr kry Nr kon.	A	B	C	D	E	F
1	2	2	3	4	4	2
2	3	4	5	4	4	2
3	3	3	3	2	2	5
4	4	4	5	2	2	5
5	4	5	4	5	4	2

3.4 Wyniki wyboru koncepcji optymalnej

Koncepcja	1	2	3	4	5
Wartość obliczona	14.25	18	13.25	14.25	19.75

W wyniku przeprowadzenia optymalizacji koncepcją najlepsza jest rozwiązanie

nr 5

4.Sprawność układu napedu wciągarki linowej

4.1 Sprawność teoretyczna układu:

Przyjmuje :

-dla sprzęgła =2

-dla przekładni planetarnej =0,98

-dla łożysk =0,99

η_t=1*0,98²*0,99 ⁴= 0,93

4.2 Sprawność mechaniczna:

=*(1-0,12)

=0,93*(1-0,12)=0,8184

4.3 Moc silnika napędowego.

P=kW p_w - moc wyjścia

-sprawność mech.

P==0,609kW

4.4 Przyjmuje silnik asynchroniczny kołnierzowy normalny typu Sf 90s-6

O mocy nominalnej =.0,75 kW

Prędkość obrotowa = 710 obr/min

Prąd znamionowy =2,3 A/380 V

Sprawność przy obciążeniu znamionowym =70%

Moment nominalny M_n=7,79 Nm

Moment rozruchowy M_r=15,58 Nm

Moment maksymalny M_m=17,14 Nm

Temat projektu:

Zaprojektować układ napędowy wciągarki linowej według następującego schematu

oraz następujących parametrów:

moc przenoszona N=0,5 kw

prędkość na wyjściu n = 5 obr/nim

sposób wykonania korpusu spawany

rodzaj produkcji masowa

wejście w osi wyjścia

Schemat przenoszenia napędu:

Wejście uk wyjście

5.Przyjmuje sprzęgła .

Na wejściu przyjmuje sprzęgło tulejowe wpustowe

Sprawność sprzęgła wynosi 100%

Wymiary związane będą z konstrukcją kołnierza przekładni i średnic

wałka silnika oraz wałka wejściowego przekładni

Na wyjściu przyjmuje hamulec taśmowy z zapadką w celu zapewnienia samohamowności.

Został on dobrany z katalogu według moc przenoszonej przez przekładnie planetarną.

6. Przyjmuje wstępne przełożenia.

6.1. Całkowite przełożenie

i_i===142

6.2Przełożenie pierwszego stopnia przyjmuje i₁=5.

6.3Przełożenie drugiego stopnia przyjmuje i₂=7

6.4 Przełożenie trzeciego stopnia obliczam

i₃= =4,05

Przełożenie drugiego stopnia przyjmuje i₃=4

7.Przyjmuje liczbę zebów.

Przełożenie przekładni planetarnej wynosi:

Z₁-koło słoneczne(centralne)

Z₂-koło zewnętrzne

i=1+

Przyjmuje liczbę zębów koła centralnego pierwszego przełożenia z₁₁=17

Obliczam liczbę zębów koła zewnętrznego z₁₂

z₁₂=(i*z₁)-z₁

z₁₂=68

Przyjmuje liczbę zębów koła centralnego drugiego przełożenia z₂₁=17

Obliczam liczbę zębów koła zewnętrznego z₂₂

Z₂₂=(i*z₁)-z₁

Z₂₂=102

Przyjmuje liczbę zębów koła centralnego trzeciego przełożenia z₃₁=17

Obliczam liczbę zębów koła zewnętrznego z₃₂

Z₂₂=(i*z₁)-z₁

Z₂₂=51

Liczba zębów poszczególnych satelitów

Z₁₃ = 0,5 * ( z₁₁ + z₁₂ ) = 42

Z₂₃ = 0,5 * ( z₂₁ + z₂₂ ) = 60

Z₃₃=0,5 * ( z₃₁ + z₃₂ ) = 34

8. Obliczam rzeczywistą prędkość na wyjściu

n ==5,05[obr/min]

9.Obliczam błąd prędkości na wyjściu

=0,005=0,5%

Jak wynika z obliczeń założone przełożenie zostało prawidłowo dobrane .

Niewielki błąd prędkości w dalszych obliczeniach będzie pomija

10.Obliczam wartość modułu z warunku na zginanie

m≥10

q_z - współczynnik kształtu zęba zależny od zastępczej liczby zębów

N₀ = N ^. K_p ^. K_b ^. K_d

N - moc przenoszona przez koło zębate

K_p - współczynnik przeciążenia

K_b - współczynnik uwzględniający ugięcie wału

K_d - współczynnik dynamiczny

λ - współczynnik szerokości zęba

z - liczba zębów obliczanego koła

n’ - najmniejsza prędkość koła

Przyjmuję wstępnie:

K_p = K_b= K_d=1,1;

λ=10;

materiał kół 35HGS → z_go=1500[MPa]

x = 3

k_go= = =500 [MPa]

n’== 5 [obr/min]

q_Z=3,48

moduł koła z₁₁ m ≥ 10 ^. = 1[mm]

moduł koła z₂₁ m ≥ 10 ^. = 1.5 [mm]

moduł koła z₃₁ m ≥ 10 ^. = 1.95 [mm]

11.Obliczam wartość modułu ze względu na wytrzymałość powierzchniową

m ≥ 10 ^.

y₁-wskaźnik jednoparowego punktu zazębienia β₁ wstawiany do wzoru przy obliczaniu koła o mniejszej liczbie zębów

K_β-współczynnik uwzględniający nierównomierność rozkładu nacisków

Przyjmuję K_β=1

k₀=450[MPa]

-koło z₃₁

z₃₁= 17

n’₃₁ = = 5,05 [obr/min]

q_Z = 3,48

i = 5

y₃₁ = 3,37

m₃₁ ≥ 10 ^. = 2.68 [mm]

Ostatecznie przyjmuję moduł kół z₁₁ i z₂₁ m = 2 [mm]

Ostatecznie przyjmuję moduł kóła z₃₁ m = 3 .5[mm]

Obliczam wymiary kół zębatych walcowych

- średnica podziałowa d = m_n ^.z

- średnica wierzchołkowa d_a = m_n+2m

- średnica podstaw d_f = m_n -2,5m

- szerokość uzębienia b = λ ^. m

- całkowita wysokość zęba h = h_a + h_f

- wysokość głowy zęba h_a = y ^. m

- wysokość stopy zęba h_f = y ^. m + c

-podzałka t = π*m

13,Obliczam momenty skręcające występujące na poszczególnych wałach

Ms = 9550

N - moc przenoszona przez koło

n - obroty na wale

Wał wejściowy

n = =710[obr/min]

Ms = 9550 ^. = 10.5 [Nm]

Wał I

n=[obr/min]

M_s= 9554* [Nm]

-wał II

n = = 20,25 [obr/min]

Ms = 9550 ^. = 300[Nm]

-wał wyjściowy

n₃==5,05 [obr/min]

Ms = 9550 ^. = 955,4[Nm]

14.Obliczenia wstępne wałów (ze względu na moment skręcający)

- materiał wałów 45→ z_sj = 215 [MPa]

• współczynnik bezpieczeństwa x = 2,5

[MPa]

- wał wejściowy

Ms = 10 [Nm]

= 8.3 [mm]

przyjmuję d = 10 [mm]

wał I

= 14.5 [mm]

przyjmuję d = 16[mm]

- wał II

Ms = 300 [Nm]

= 25[mm]

przyjmuję d = 26 [mm]

- wał wyjściowy

Ms = 955 [Nm]

= 33[mm]

przyjmuję d = 35 [mm]

15.Obliczam siły na kołach

W przekładni obiegowej mającej trzy satelity występują następujące siły:

1. W zazębieniu

• Siła odwodowa wynikająca z przenoszonego momentu obrotowego

P=

• Siła promieniowa

P_r = P _* tg α _t

Obie te siły dają wypadkową

W_n1 = ;

W_n3 =

Trzy siły w_n1, działające na koło centralne 1,tworzą trójkąt równoboczny i nie powodują poprzecznego obciążenia łożyska koła 1

1. Łożyska satelitów są obciążone siłami W_n2 = W_n1 , W _n3 oraz siłą odśrodkową:

W₀=M

gdzie:

M -masa satelity

-prędkość obwodowa satelity na promieniu r_m

r_m –promień koła przechodzącego przez środki satelitów

Wypadkowa R obciąża łożyska satelitów.

Siła obwodowa na poszczególnych kołach

P₁₁=

P₁₂=

P₂₁=

P₂₂=

P₃₁=

P₃₃=

Siły promieniowe

W_n11=

W_n12=

W_n21=

W_n22=

W_n31=

W_n33=

Obliczam masę kół satelitów

Masa satelitów m = Vδ gdzie V- objętość koła

δ-gęstość dla stali = 7,87g/cm³

V₁₃ = 3,14/4d²_z b=3,14/488² mm20mm =121642,2mm³=121,6cm³

V₂₃ = 3,14/4d²_z b=3,14/4124² mm20mm =241525,6mm³=241,6cm³

V₃₃ = 3,14/4d²_z b=3,14/4126² mm35mm =436414,4mm³=436,5cm³

m₁₃ = V₁₃*δ=121*7,873g/cm³=952,3g=0,95kg

m₂₃ = V₂₃*δ=241,6*7,873g/cm³=1901=1,9kg

m₃₃ = V₃₃*δ=436,5*7,873g/cm³=3435,2=3,5kg

Obliczam prędkość obwodową satelitów

υ=

υ₁===0,44m/s

υ₁===0,08m/s

υ₁===0,04m/s

Siła odśrodkowa

W_0­=M*

W₀₁₃=0,95*=65N

W₀₂₃=1,9*=32N

W₀₃₃=3,5*=75N

R W₀

Obliczam siłę wypadkową

R₁ = (W_n11+W_n13 )²+W₀₃₁² =307N

R₂ = (W_n21+W_n23 )²+W₀₃₂² =1235N

R₃ = (W_n31+W_n33 )²+W₀₃₃² =4875N

sinα₁=W₀₁/R₁=65/307=0,21=12⁰

sinα₂=W₀₂/R₂=32/1235=0,025=1,5⁰

sinα₃=W₀₃/R₃=75/4875=0,015=0.9⁰

16.Obliczenia wielkości jarzm.

schematy obciążeń A. wałki wejściowy i wałek I B. wałek II Moment gnący

przypadek A

M_g = P * l

Moment gnący

przypadek B

M_g = (P * a * b) / l

Moment zastępczy

M_z= lub dla wałka wejściowego

M_z= dla wałka I iII

Średnice wałków

Przypadek A

d> gdzie : k_g - k_s - nap. gnące i skręcające a, b, l – długości wg. rysunku

Przypadek B

E - moduły Younga

d> I-moment bezwładności przekroju=

Strzałka ugięcia

Przypadek A

f=

Przypadek B

f =