Wariator, WARIA~10, AKADEMIA TECHNICZNO - ROLNICZA


AKADEMIA TECHNICZNO - ROLNICZA

w BYDGOSZCZY

im.

JANA i JĘDRZEJA ŚNIADECKICH

KATEDRA PODSTAW KONSTRUKCJI MASZYN

PROJEKT:

WARIATOR CIERNO-ZĘBATY

WYKONAŁ:

PIOTR ZIELIŃSKI

studium inż. semestr IV

rok akademicki 1996\97

1. Od konstruktora.

Przedmiotem niniejszego opracowania jest wariator cierno-zębaty o mocy przenoszonej 25 kW i minimalnej prędkości obrotowej 45 obr/min. Projekt ten oprócz szczegółowego opisu procesu konstruowania zawiera również podstawowe informacje o bezstopniowych przekładniach ciernych zwanych wariatorami.

Krótka charakterystyka wariatorów [4],[6].

W przekładniach bezcięgnowych o sprzężeniu ciernym przenoszenie napędu z wału napędzającego na wał napędzany odbywa się dzięki sile tarcia powstającej między dociskaną do siebie parą kół ciernych. Między powierzchniami roboczymi kół może występować element pośredniczący.

Rozróżnia się przekładnie cierne o przełożeniu stałym lub zmiennym w sposób ciągły. Te ostatnie nazywa się wariatorami.

Zwykle buduje się przekładnie cierne o przełożeniu zmiennym. W odróżnieniu od przekładni pasowych siła docisku jest skupiona na małej powierzchni styku kół. Przekładnie cierne pracują na sucho lub są smarowane olejem, który odprowadza ciepło i zmniejsza zużycie elementów ciernych. Olej jednak zmniejsza wartość współczynnika tarcia, występującego między elementami pary ciernej, co zmusza do stosowania większych sił dociskających koła i prowadzi do zwiększenia rozmiarów przekładni.

Uzyskiwane parametry przekładni ciernych:

Sprawność przekładni o niekorzystnej geometrii elementów ciernych przeciętnie wykonanych wynosi 6070 %. W przekładni o dobrze przeanalizowanej geometrii, poprawnie skonstruowanej i precyzyjnie wykonanej, sprawność osiąga wartość 9596 %.

Zalety przekładni ciernych:

Wady przekładni ciernych:

Każdy rodzaj wariatorów ma określoną ze względu na swe cechy geometryczne i konstrukcyjne, technicznie uzasadnioną maksymalną wartość rozpiętości regulacji przełożenia. Przekroczenie jej powoduje znaczne zmniejszenie sprawności i trwałości.

W większości wariatorów zmianę przełożenia uzyskuje się przez liniowe lub obrotowe przemieszczanie elementu regulacyjnego. Czasem niezbędne jest przesuwanie jednego z wałów, jest to jednak zwykle trudniejsze.

Istnieje wiele rodzajów konstrukcyjnych rozwiązań wariatorów, oto niektóre z nich:

czołowe,

z bębnami stożkowymi,

stożkowe,

z kulistym elementem ciernym.

wielotarczowe

czołowe,

stożkowe o osiach przecinających się lub równoległych,

z bębnami stożkowymi i sztywnym pierścieniem lub rolką,

z rozsuwanymi tarczami stożkowymi,

dwustopniowy stożkowy,

toroidalne,

kulowe,

z rolkami stożkowymi.

Wariatory cierno-zębate [1 s.217].

W przypadku dużych sił docisku powstające naprężenia powierzchni trących. Dlatego w przekładniach pracujących przy zmieniających się obciążeniach stosuje się urządzenia umożliwiające samoczynną zmianę siły docisku, która powinna być proporcjonalna do momentu obciążającego wał wyjściowy przekładni.

Do samoczynnej regulacji siły docisku tarcz w zależności od momentu obrotowego Mob na wale wyjściowym stosuje się zazwyczaj przekładnię zębatą równoległą z kołami zębatymi o zębach skośnych. Nacisk jednej tarczy na drugą jest wypadkową dwóch sił: wzdłużnej Pw (wywołanej przez śrubowe uzębienie przekładni zębatej) i siły Ps napinającej sprężyny.

Taka zasada działania pozwala na wiele inwencji konstruktora i szeroki wachlarz rozwiązań. Podstawowym elementem takiego wariatora jest przekładnia zębata o zębach skośnych (realizująca stały docisk współpracujących ze sobą części) oraz element przekładni ciernej (praktycznie niema tu żadnych przeciwwskazań co do zastosowanego typu).

3. Założenia projektowo-konstrukcyjne.

Istota działania.

Poprawne działanie wariatora polega na przeniesieniu momentu obrotowego z silnika na przekładnię, która w sposób bezstopniowy reguluje prędkość obrotową urządzenia połączonego z wałem wyjściowym. Realizowane jest to przy wykorzystaniu przekładni ciernej. Jako podstawowy element wywołujący stały docisk, proporcjonalny do aktualnie przenoszonego obciążenia, stosuje się przekładnię zębatą o zębach skośnych. Zmiana prędkości następuje przez wzajemne przemieszczanie względem siebie elementów trących (w zależności od zastosowanego typu przekładni) jest to przesunięcie: równoległe, prostopadłe, złożone. Powoduje to zmianę warunków geometrycznych współpracy przez co w efekcie daje zamierzone przełożenie.

Założenia konstrukcyjne.

-przekładnia ma na celu bezstopniową (płynną) regulację prędkości obrotowej współpracującego z nim urządzenia,

-eliminować do minimum generowanie drgań,

-przekładnia powinna być:

Dane ilościowe.

- ilość włączeń w ciągu godziny........................................................................max. 10

- czas pracy.....................................................................................................24 h 365dni 3lata

- temperatura otoczenia podczas pracy.................................................................5 - 50 [o]

- produkcja jednostkowa i małoseryjna

- moc zainstalowanego silnika ( P )............................................................................25 [kW]

- prędkość obrotowa silnika ( n )..............................................................................750 [obr/ min.]

- zakładane przełożenie ( i )........................................................................................10

Koncepcje.

KONCEPCJA -A

Napęd z silnika przenoszony jest na przekładnię za pomocą sprzęgła na wale wejściowym wariatora. Następnie moment obrotowy transmitowany jest na stożkowy element cierny. Za pomocą przekładni zębatej o zębach skośnych uzyskujemy docisk elementów trących do siebie, proporcjonalny do przenoszonego aktualnie obciążenia. W powyższym przypadku kłopotliwe jest przeniesienie napędu z wału silnika na stożek cierny i regulacja jego przemieszczenia.

KONCEPCJA - B

Napęd z silnika przenoszony jest na przekładnię za pomocą sprzęgła na wale wejściowym wariatora. Następnie moment obrotowy transmitowany jest na element cierny z bębnami stożkowymi (sztywnym pierścieniem lub rolką). Za pomocą przekładni zębatej o zębach skośnych uzyskujemy docisk elementów trących do siebie, proporcjonalny do przenoszonego aktualnie obciążenia. Układ taki jest w miarę łatwy do wykonaniu i nie przedstawia żadnego problemu w regulacji prędkości i przeniesienia napędu z elementu trącego na wał wyjściowy. Wadą mogą tu być znaczne gabaryty przekładni.

KONCEPCJA - C

Napęd z silnika przenoszony jest na przekładnię za pomocą sprzęgła na wale wejściowym wariatora. Następnie moment obrotowy transmitowany jest na przekładnię czołową (z wykorzystaniem elementu pośredniczącego). Za pomocą przekładni zębatej o zębach skośnych uzyskujemy docisk elementów trących do siebie, proporcjonalny do przenoszonego aktualnie obciążenia. Taka konstrukcja eliminuje konieczność stosowania kłopotliwych układów do przenoszenia obrotów na wał wyjściowy z przekładni ciernej, i sterowania zmianą obrotów. Daje nam też możliwość znacznego ograniczenia gabarytów urządzenia.

5. Wybór koncepcji optymalnej.

5.1 Kryteria oceny.

Określamy kryteria oceny koncepcji optymalnej;

niezawodność pracy

łatwość obsługi i remontów

prostota konstrukcji i łatwość wykonania

masa przekładni i jej gabaryty

koszt produkcji

bezpieczeństwo pracy (dla obsługi i pobliskich urządzeń)

estetyka

5.2 Metoda oceny dwupunktowej.

Przyjmujemy następujący sposób oceny:

5-element najlepiej spełniający nasze wymagania

1-element nie spełniający naszych wymagań

Tabela oceny koncepcji:

1

2

3

4

5

6

7

A

4

3

3

4

3

4

4

B

4

4

4

2

3

4

4

C

4

5

5

4

4

4

4

Współczynniki ważności kryteriów podstawowych:

1

2

3

4

5

6

7

1

0,8

0,8

0,6

0,7

0,7

0,3

Wyniki metody podwójnego punktowania

1

2

3

4

5

6

7

suma

A

4

2,4

2,4

2,4

2,1

2,8

1,2

17,3

B

4

3,2

3,2

1,2

2,1

2,8

1,2

17,7

C

4

4

4

2,4

2,8

2,8

1,2

21,2

W świetle przyjętych założeń i po przeprowadzeniu analizy koncepcyjnej stwierdzamy ,że najbardziej optymalnym sprzęgłem jest koncepcja C

6. Proces konstruowania.

6.1. Określenie parametrów konstrukcyjnych.

Przed przystąpieniem do procesu konstruowania określamy podstawowe dane techniczne urządzeń, współpracujących z naszą przekładnią.

Podstawowe parametry silnika.[3]

W założeniach konstrukcyjnych jako jednostkę napędową przyjmujemy silnik trójfazowy asynchroniczny typu Sf o oznaczeniu 250M-8 o mocy nominalnej 30 kW z uwagi na częstość stosowania, łatwość regulacji, i dostępność.

Podstawowe dane tego silnika:

- moc przenoszona ( P )......................................................................................30 [kW]

- nominalna prędkość obrotowa ( nn )................................................................735 [obr./min.]

- nominalna prędkość kątowa (n )..................................................................76,9 [rad./s]

- moment nominalny ( Mn ).............................................................................389,8 [Nm]

- moment rozruchowy ( Mr )...........................................................................935,5 [Nm]

- moment maksymalny ( Mmax ).......................................................................818,6 [Nm]

- napięcie zasilania ( U )....................................................................................380 [V]

- prąd nominalny ( In ).........................................................................................62 [A]

- prąd rozruchowy ( Ir ).....................................................................................322 [A]

- sprawność ( ).............................................................................................90,5 [%]

- przesunięcie fazowe ( cos )..........................................................................0,81 [o]

- ciężar ( G )....................................................................................................3060 [N]

Parametry wału wejściowego [3]

Dla silnika o oznaczeniu 160M-2B wg DIN6885 oraz ([10], s.335) możemy określić podstawowe wymiary wału przenoszącego napęd z silnika na sprzęgło oraz ze sprzęgła na pompę.

M..............140 [mm]

b..................18 [mm]

d..................60 [mm]

t1...................7 [mm]

t2...............64,4 [mm]

d+t2.............64 [mm]

h.................11 [mm]

H..............250 [mm]

Element łączący silnik z przekładnią.

Z uwagi na generowanie przez silnik elektryczny drgań oraz trudności w precyzyjnym połączeniu obu elementów (znaczne gabaryty) zakładamy i przyjmujemy do dalszego procesu konstruowania sprzęgło podatne z elementami gumowymi.

Parametry sprzęgła:

DANE

OBLICZENIA

WYNIK

iz = 2 ÷ 6

K = 10

iz = 4

iz = 4

η1 = 0,9

η2 = 0,98

N1 = 30 [kW]

η1 = 0,9

N1 = 30 [kW]

d2 = 385 [mm]

d1 = 90 [mm]

iz = 4

Ps = 10000 [N]

d = 24,5 [mm ]

d2 = 22,5 [mm]

d1 = 20,5 [mm]

e = 0,34

X = 0,4

Y = 1,74

PA = 3720,8 [N]

PB = 11162,4 [N]

PA = 3720,8 [N]

PWA = 1069,2 [N]

PB = 11162,4 [N]

PWB = 3207,6 [N]

PW = 13790,7 [N]

PB = 11162,4 [N]

X = 0,4

Y = 1,74

n = 735 obr/min

e = 0,34

X = 0,4

Y = 1,74

PA = 1401,9 [N]

PB = 8842,9 [N]

PWA = 402,8 [N]

PA = 1401,9 [N]

PWB = 2541,1 [N]

PB = 8842,9 [N]

PW = 13790,7 [N]

X = 0,4

Y = 1,74

n = 1800 obr/min

e = 0,34

X = 0,4

Y = 1,74

PA = 7674 [N]

PB = 10230 [N]

PWA = 2205,2 [N]

PA = 7674 [N]

PWB = 2939,7 [N]

PB = 10230 [N]

PW = 13790,7 [N]

X = 0,4

Y = 1,74

n = 450 obr/min

P = 12000 [N]

Rmin = 1500 [MPa]

P = 12000 [N]

D = 90 [mm]

Tdop = 750 [MPa]

G = 8,14*104

f = 20 [mm]

P = 12000 [N]

D = 90 [mm]

d = 16 [mm]

Zc = 3,1

d = 16 [mm]

d = 16 [mm]

d = 16 [mm]

8. Obliczenia tarcz przekładni.

8.1. Obliczenia przełożenia tarcz.

Dla sprawnego działania przekładni, układ dzielimy na dwie części: część cierną i część zębatą.

W związku tym i na podstawie [1], przyjmujemy redukcję obrotów na części zębatej równą 4. Zatem

iz = 4

Z przyjętych założeń część cierna powinna posiadać rozpiętość przełożenia K = imax/imin = 10

Dla tak przyjętych założeń

Z założeń konstrukcyjnych wynika iż zakres prędkości obrotowych na wyjściu powinien zawierać się w przedziale , bo K = 10.

A więc dla po uwzględnieniu iz = 4 prędkość obrotowa n4, a tym samym n3 , wynosi:

Podobnie dla po uwzględnieniu iz = 4 prędkość obrotowa n4 a tym samym n3 , wynosi:

Dla takich prędkości obrotowych obliczamy wymiary tarcz, zakładając, że mają one być o tych samych wymiarach.

Z założeń [13 tom XV], oraz [14, str. 11]określamy stosunek średnic d1 i d2 (zakładając, że tarcze mają te same wymiary).

Do dalszych obliczeń przyjmujemy

Tak więc na podstawie założeń [1] i [6,str 65] przyjmujemy:

d1 = dmin = 90 [mm], a

d2 = 4,09⋅ d1 = dmax = 4,09⋅ 90 =368,1 [mm].

Ze względu na powierzchnię styku rolki z tarczą oraz zakładając pewien naddatek średnicę tę powiększamy i otrzymujemy:

d2 = 385 [mm]

Średnicę rolki na podstawie [1] i [6,str 65] przyjmujemy równą 50 [mm].

8.2. Obliczenia sprawności mocy przekładni.

W celu obliczenia sprawności, stosujemy wzór

N = ηN1 , gdzie η oznacza sprawność przekładni. Dla powyższego typu przekładni (cierno-zębatej) przyjmujemy na podstawie [6, tab. 8.1] sprawność w zakresię η1 = 0,9 oraz uwzględniając pozostałe straty na przekładni w tym na przekładni zębatej η2 = 0,98, otrzymujemy:

Tak więc jest spełniony podstawowy warunek aby przekładnia przenosiła moc 25 [kW].

Sprawność samej przekładni ciernej na podstawie powyższych wzorów wynosi:

8.3. Obliczenia siły docisku przekładni ciernej.

Do obliczenia siły wzajemnego docisku, potrzebnej do przeniesienia momentu obrotowego należy zbadać przy jakim przełożeniu siła ta będzie największa.

Najpierw obliczamy moment obrotowy występujący na wale wyjściowym z przekładni ciernej dla o mocy N'.

Następnie obliczamy moment obrotowy występujący na wale wyjściowym z przekładni ciernej dla o mocy N'.

Aby obliczyć siłę docisku Pmax należy najpierw określić max. siłę obwodową występującą pomiędzy tarczami i rolką. Siła Pobw na tarczach wynosi:

Jako materiał na elementy cierne przekładni na podstawie [4, rozdz.6.2] przyjmujemy fibra-stal, o współczynniku .

Do naszych obliczeń przyjmujemy

Obliczenia siły wzajemnego docisku tarcz przekładni określamy na podstawie [4, rozdz.6.4] i [6, rozdz.4].

Określamy β - współczynnik nadmiaru przyczepności , i przyjmujemy

A więc siłę docisku potrzebna do przeniesienia zakładanego momentu obrotowego określamy z:

Z obliczeń wynika, że przy prędkości obrotowej wału przekładni ciernej wartość siły potrzebnej do przeniesienia napędu powinna wynosić:

Natomiast dla prędkości obrotowej wału przekładni ciernej wartość siły potrzebnej do przeniesienia napędu powinna wynosić:

8.4. Obliczamy parametry przekładni zębatej.

Na podstawie [14, rozdz.2] przyjmujemy dla przekładni zębatej o zębach skośnych moduł .

Zgodnie z wcześniejszymi założeniami iz = 4 przyjmujemy:

Na tej podstawie otrzymujemy średnice podziałowe kół zębatych:

Znając średnice podziałowe kół zębatych możemy określić siłę promieniową i występującą na średnicy podziałowej koła zębatego przy M1 i M2 :

Z powyższych obliczeń wynika, że przy prędkości obrotowej wału przekładni ciernej i momencie obrotowym wartość siły promieniowej wynosi:

Natomiast dla prędkości obrotowej wału przekładni ciernej i momencie obrotowym wartość siły promieniowej wynosi:

Zakładając, że na wale 2 umieścimy sprężynę nadającą stały docisk dla elementów przekładni ciernej z siłą Ps = 12000 [N] otrzymamy wartości pomniejszone minimalnych sił docisku:

Tak więc mając te dane na podstawie [14, str. 43] możemy określić optymalny minimalny kąt β (kąt nachylenia linii zęba na walcu podziałowym).

Z uwagi na konieczność przeniesienia napędu przyjmujemy kąt nachylenia linii zęba na walcu podziałowym .

Sprawdzamy czy przyjęte nachylenia linii zęba na walcu podziałowym równe wywoła pożądany docisk i wraz ze sprężyną pozwoli na realizację założeń konstrukcyjnych:

W obu przypadkach siła docisku wywieranego przez przekładnię zębatą jest większa od minimalnej wymaganej dla danego przełożenia. Nieznaczny naddatek tej siły da nam lepszy bieg przekładni (zmniejszy poślizg).

Tym samym za kąt nachylenia linii zęba na walcu podziałowym przyjmujemy

Określamy wartość modułu w przekroju normalnym:

Określamy podstawowe wymiary koła pierwszego:

Określamy podstawowe wymiary koła drugiego:

Obliczamy odległość „a” od osi kół zębatych:

Na podstawie wykresu [14, rys. 2.23. stwierdzamy, że dla przyjętego kąta pochylenia linii zęba graniczna liczba zębów wynosi 9 a więc jest dużo mniejsza od przyjętej przez nas.

Tym samym przekładnia nie jest narażona na uszkodzenie z powodu podcięcia zębów.

Obliczamy szerokość koła zębatego na podstawie [12, przykład 11.7]

Określamy siłę obliczeniową .

Zakładamy szerokość koła zębatego i materiał 35HGS

Sprawdzamy czy nacisk jest mniejszy od dopuszczalnego

>

A więc szerokość koła jest dobrana prawidłowo.

8. 5. Obliczenia śruby regulacyjnej.

Aby obliczyć średnicę śruby należy najpierw obliczyć siły tarcia które należy pokonać aby nastąpił przesuw rolki.

Najpierw jednak musimy określić maksymalną siłę dociskającą tarcze cierne.

Do dalszych obliczeń przyjmujemy:

Średnicę śruby obliczymy z warunku na rozciąganie. Zakładam materiał na śrubę stal 20HG dla której.

Z uwagi na niezawodność układu zakładam naddatek i przyjmuję gwint trapezowy symetryczny drobnozwojowy [15, tom II str.87] wg PN-79/M-02017:

Tr 24 x 3

Parametry dla śruby:

d1 = 20,5 [mm]

d2 = 22,5 [mm]

d = 24 [mm ]

skok gwintu h = 3.

Parametry dla nakrętki:

D1 = 21 [mm]

D2 = 22,5 [mm]

D = 24,5 [mm]

Wysokość nakrętki przyjmujemy wg. [12,rozdz. 6] i ustalamy na:

Tym samym wysokość nakrętki wynosi:

8.6. Sprawdzamy śrubę z uwagi na działanie siły wzdłużnej i momentu skręcającego.

Obliczamy całkowity moment jaki działa na śrubie jest równy:

Sprawdzam czy spełniony jest warunek

Określamy współczynnik bezpieczeństwa z jakim pracuje śruba.

Współczynnik bezpieczeństwa dla stali powinien zawierać się w przedziale .

Śruba jest dobrana prawidłowo.

Wymiary zakończenia śruby (dla napędu rolki) ustalamy na podstawie [15, tom II, rozdz. 9 i 10], zakładamy łeb czworokątny.

- rozstaw pod klucz (S).........................................16 [mm]

- wysokość frezowania .............20 [mm]

8.7. Określenie parametrów tarczy ciernej.

Na podstawie [11, rozdz. XXI - tarcze sprz.], dobieramy wymiary tarcz, dla materiału 20HG.

- średnia zewnętrzna tarczy (dz)........................390 [mm]

- grubość tarczy (g)................................................20 [mm]

- rodzaj mocowania do korpusu tarczowego:

  • 12 łączników rozmieszczonych co 300

  • rolę łączników spełniają śruby M10

  • rozstaw śrub na tarczy, na średnicy.............320 [mm]

  • w tarczy otwory gwintowane są wykonane nieprzelotowo i od stron nie współpracującej z rolką.

Obliczenia i dobór średnic dla wałków zastosowanych w wariatorze.

Całość procesu obliczeniowego przeprowadzono przy wykorzystaniu ogólnie dostępnego programu pt.: „WAŁEK” - tok obliczeń zapisany jest na załączonej dyskietce w katalogu „oblwal”.

W-1 - są to obliczenia pierwszego wałka dla obr. min.,

W-12 - są to obliczenia pierwszego wałka dla obr. max.,

W-21 - są to obliczenia drugiego wałka dla obr. min.,

W-22 - są to obliczenia drugiego wałka dla obr. max.,

W-31 - są to obliczenia trzeciego wałka dla obr. min.,

W-32 - są to obliczenia trzeciego wałka dla obr. max.

Dobór łożysk dla wału pierwszego.

Zakładam że zastosuje łożysko skośne z serii 303 dla których mamy:

e = 0,34 ; X = 0,4 ; Y = 1,74

Siłę wzdłużną przenosi podpora B.

Zakładam również, że będą spełnione zależności:

oraz Pw s

Stąd siły wzdłużne obciążające łożyska wynoszą:

Obciążenia zastępcze:

,stąd otrzymamy

PZA = PA = 3720,8 [N]

,stąd otrzymamy

PZB = XPB + YPW = 28459,4 [N]

Zakładam że łożysko ma mieć trwałość L=1000 h

=3/10 = 3,15 stąd

CA = 3,15 PA = 11720,5 [N]

CB = 3,15 PB = 35050 [N]

Na podporze A przyjmuję łożysko:

32215

nośności dyn. C=150000 [N] i stat. Co=206000 [N]

Na podporze B przyjmuję łożysko:

32316

o nośności dyn. C=296000 [N] i stat. Co=428000 [N]

8.12. Dobór łożysk dla wału drugiego.

Zakładam że zastosuje łożysko skośne z serii 303 dla których mamy:

e = 0,34 ; X = 0,4 ; Y = 1,74

Siłę wzdłużną przenosi podpora B.

Zakładam również, że będą spełnione zależności:

oraz Pw s

Stąd siły wzdłużne obciążające łożyska wynoszą:

Obciążenia zastępcze:

,stąd otrzymamy

PZA = PA = 1401,9 [N]

,stąd otrzymamy

PZB = XPB + YPW = 27533 [N]

Zakładam że łożysko ma mieć trwałość L=1000 h

=3/10 = 4,07 stąd

CA = 4,07 PA = 5711,4 [N]

CB = 4,07 PB = 35823,7 [N]

Na podporze A przyjmuję łożysko:

30312 (T2FB045)

o nośności dyn. C=106000 [N] i stat. C0=132000 [N]

Na podporze B przyjmuję łożysko:

30316

nośności dyn. C=220000 [N] i stat. C0=282000 [N]

8.13. Dobór łożysk dla wału trzeciego.

Zakładam że zastosuje łożysko skośne z serii 303 dla których mamy:

e = 0,34 ; X = 0,4 ; Y = 1,74

Siłę wzdłużną przenosi podpora B.

Zakładam również, że będą spełnione zależności:

oraz Pw s

Stąd siły wzdłużne obciążające łożyska wynoszą:

Obciążenia zastępcze:

,stąd otrzymamy

PZA = PA = 1401,9 [N]

,stąd otrzymamy

PZB = XPB + YPW = 27533 [N]

Zakładam że łożysko ma mieć trwałość L=1000 h

=3/10 = 2,69 stąd

CA = 2,69 PA = 20643,1 [N]

CB = 2,69 PB = 27518,7 [N]

Na podporze A przyjmuję łożysko:

32216

nośności dyn. C=150000 [N] i stat. Co=206000 [N]

Na podporze B przyjmuję łożysko:

32316

o nośności dyn. C=296000 [N] i stat. Co=428000 [N]

Sprężyna dociskowa.

Zakładam:

P = 12000 [N], f = 20 [mm], D = 90 [mm]

materiał na sprężynę

60S2 dla którego Rmin = 1500 [MPa] .

Wówczas Tdop= 0.5 Rmin = 750 [MPa] .

Znając Tdop możemy obliczyć średnicę drutu z którego ma być wykonana sprężyna:

d==15,42 ≈ 16 [mm]

Liczba czynnych zwoi sprężyny wynosi:

przyjmujemy do dalszych obliczeń:

Zc = 3,1

Całkowita liczba zwoi wynosi:

Z = Zc + 2 = 5,1

Luz osiowy między zwojami przy maksymalnym obciążeniu wynosi:

Prześwit między poszczególnymi zwojami sprężyny nie obciążonej wynosi:

Długość sprężyny w stanie swobodnym:

Długość sprężyny w stanie ściśniętym:

Z uwagi na założenia konstrukcyjne (wymagany stały docisk) sprężyna będzie pracować w zakresie zbliżonym do pracy przy „zwarciu”, a więc przy długości ok. 110 [mm].

Pozostałe parametry i wymiary.

Pozostałe parametry i wymiary dobieramy na podstawie wymagań konstrukcyjnych i zaleceń:[10], [11], [13].

iz = 4

K = 10

d2 = 385 [mm]

Tr 24 x 3

PWA = 1069,2 [N]

PWB = 3207,6 [N]

PZA = 3720,8 [N]

PZB = 28459,4 [N]

CA = 11720,5 [N]

CB = 35050 [N]

łożysko 32215

łożysko 32316

PWA = 402,8 [N]

PWB = 2541,1 [N]

PZA = 1401,9 [N]

PZB = 27533 [N]

CA = 5711,4 [N]

CB = 35823,7 [N]

łożysko 30312

łożysko 30316

PWA = 2205,2 [N]

PWB = 2939,7 [N]

PZA = 1401,9 [N]

PZB = 27533 [N]

CA = 20643,1 [N]

CB = 27518,7 [N]

łożysko 32216

łożysko 32316

Tdop = 750 [MPa]

d = 16 [mm]

Zc = 3,1

Z = 5,1

LITERATURA:

[1] - Lucjan Tadeusz Wrotny: „PODSTAWY KONSTRUKCJI OBRABIAREK”

WNT WARSZAWA 1973

[2] - Józef Szala: „ ŁOŻYSKOWANIE I SPRZĘGANIE WAŁÓW MASZYNOWYCH”

ATR - BYDGOSZCZ 1988

[3] - KATALOG SILNIKÓW

[4] - Marek Dietrich: „ PODSTAWY KONSTRUKCJI MASZYN TOM III”

WNT - WARSZAWA 1995

[5] - Edward Łysakowski: „PODSTAWY KONSTRUKCJI MASZYN-

-ĆWICZENIA KONSTUKCYJNE” PWN WARSZAWA 1974

[6] - „PRZEKŁADNIE CIERNE”

[7] - Edward Łysakowski: „ELEMENTY MASZYN .PROJEKTOWANIE cz .II

POLITECHNIKA WARSZ. WARSZAWA 1972

[8] - Jan Patkowski: „ZBIÓR ZADAŃ Z CZĘŚĆI MASZYN” AR-LUBLIN 1986

[9] - Andrzej Rutkowski: „CZĘŚCI MASZYN” PWN WARSZAWA 1980

[10] - Andrzej Durka: „PROJEKTOWANIE OBRABIAREK DO METALI

(TABLICE POM.DO KONSTRUKCJI ROZDZ.14)

[11] - PRACA ZBIOROWA NA ZLECENIE „ IP KWIDZYN S.A.”

ZALECENIA PROJEKTOWO - KONSTRUKCYJNE (TOM : SPRZĘGŁA )

[12] - Andrzej Rutkowski: „ZBIÓR ZADAŃ Z CZĘŚĆI MASZYN” WSiP WARSZAWA 1975

[13] - DTR DLA MP1 i PW NA WYDZIAŁ TA,TM -„ IP KWIDZYN S.A.”

[14] - Józef Sala: „NPĘDY MECHANICZNE” - ATR BYDGOSZCZ 1986

[15] - Praca zbiorowa: „MAŁY PORADNIK MECHANIKA”- TOM I i II WNT WARSZAWA 1988

[16] - KATALOGI SPRZĘGIEŁ PODATNYCH:

„Elastische Kupplungen Flexible coplings - N-EUPEX” - BIBLIOTELA „IP KWIDZYN”

21


Wyszukiwarka