AKADEMIA TECHNICZNO - ROLNICZA

w BYDGOSZCZY

Katedra Podstaw Konstrukcji Maszyn

Projekt

Temat : Zaprojektować i skonstruować uniwersalny napęd

silnieredukujacy.

Wykonał :

semestr VI, grupa A

studium dzienne magisterskie

1. Założenia projektowo-konstrukcyjne

1.1.Opis potrzeby

Zadaniem projektowanej przekładni mechanicznej jest silne zredukowanie prędkości obrotowej. Reduktor pracuje w układzie mechanicznym przedstawionym poniżej.

1.2. Założenia konstrukcyjne

Moment obrotowy z silnika elektrycznego trójfazowego przenoszony będzie poprzez sprzęgło przeciążeniowe i przekładnię zębatą na wał odbiornika. Przekładnia będzie pracowała w oleju . Łożyska smarowane będą olejem metodą rozbryzgową.

1.3.Dane ilościowe

1. moc na wale wyjściowym N = 5 [kW]

2. czas pracy 10 godzin x 280 dni x 3 lata

3. ilość włączeń w ciągu godziny i = 10

4. przeciążenia niewielkie

1.4. Dane sytuacyjne

1. przekładnia będzie napędzana silnikiem elektrycznym trójfazowym

2. miejscem pracy będzie hala produkcyjna i będzie zamontowana stacjonarnie

3. temperatura otoczenia podczas pracy od -10 do 40 ^oC

2.Wybór koncepcji optymalnej

2.1. Koncepcje rozwiązań konstrukcyjnych

2.1.1. Koncepcja pierwsza

2.1.2. Koncepcja druga

2.1.3. Koncepcja trzecia

2.2.Kryterium oceny

Określamy kryteria oceny koncepcji optymalnej :

1. prostota konstrukcji

2. koszt wykonania (koła zębate, łożyska)

3. gabaryty

4. obciążenia wałów

Tabela oceny koncepcji (1-3)

		Kryteria oceny
		1
Koncepcje	pierwsza	1
	druga	2
rozwiązań	trzecia	3

Współczynniki ważności kryteriów podstawowych ( 0 - 1 )

Kryterium	1	2	3	4
Współczynnik ważności	1	1	1	0,5

Wyniki metody podwójnego punktowania

		Wyniki punktacji
Koncepcje	Pierwsza	5,5
	Druga	6,5
Rozwiązań	Trzecia	9

W świetle przyjętych założeń i po przeprowadzeniu analizy koncepcyjnej stwierdzam, że najbardziej optymalnym rozwiązaniem jest koncepcja trzecia.

3. Sprawność układu silnieredukującego

3.1 Sprawność teoretyczna układu:

η_t = (η₁)^k + (η₂)^m + (η₃)ⁿ

η₁ ; η₂ ; η₃ – sprawności pojedynczych podzespołów (sprzęgła, przekładnia, łożyska)

k, l, m – ilości podzespołów (sprzęgieł, przekładni, łożysk)

Przyjmuję:

-dla sprzęgła bezpieczeństwa η₁ = 0,99

-dla przekładni planetarnej η₂ = 0,98

-dla łożysk tocznych wałów η₃ = 0,99

η_t = (0,99)^{1 .} (0,98)^{1 .} (0,99)⁴ = 0,93

3.2 Sprawność mechaniczna:

η_m = η_t ^. (1- 0,12)

η_m = 0,93 ^. (1- 0,12) = 0,82

4. Dobór silnika napędowego.

4.1 Moc wejściowa silnika

P_w - moc wyjściowa

-sprawność mechaniczna

[kW]

2. Przyjmuje silnik asynchroniczny kołnierzowy normalny typu Sf 132 M-4 o parametrach:

- moc nominalna N = 7, 5 [kW]

- prędkość obrotowa n = 1450 obr/min

5. Przyjmuję sumy zębów

Przyjmuję całkowite przełożenie i = 10

Przełożenie przekładni planetarnej wynosi:

i=1+

z₁-koło słoneczne (centralne)

z₂-koło zewnętrzne

Obliczam liczbę zębów koła zewnętrznego z₂

Zakładając liczbę zębów koła słonecznego z₁ = 14

z₂ = (i ^. z₁) - z₁

z₂ = (10 ^. 14) – 14 = 126

Liczba zębów poszczególnych satelitów

z₃ = 0,5 ^. ( z₂ - z₁ )

z₃ = 0,5 ^. ( 126 - 14 ) = 56

6. Obliczam rzeczywistą prędkość na wyjściu

n =

n_s – prędkość silnika

i – przełożenie przekładni

n = = 145 [obr/min]

7. Obliczam wartość modułu z warunku na zginanie

m ≥ 10

q_z - współczynnik kształtu zęba zależny od 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

λ=10;

materiał kół 20HH → z_gj = 400 [MPa]

x = 2

k_gj= = = 200 [MPa]

n = = 145 [obr/min]

q_Z1 = 2,48

q_Z2 = 1,35

q_Z3 = 1,72

- moduł koła z₁ m ≥ 10 ^. = 3,89 [mm]

- moduł koła z₂ m ≥ 10 ^. = 1,87 [mm]

- moduł koła z₃ m ≥ 10 ^. = 2,51 [mm]

8. 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

Zęby hartowane → k₀ = 300 [MPa]

Najbardziej obciążone jest koło 1 więc dla niego sprawdzam naciski

z₁= 14

n = = 145 [obr/min]

i = 10

y₃₁ = 3,37

m₃₁ ≥ 10 ^. = 3,5 [mm]

Ostatecznie przyjmuję moduł wszystkich kół m = 4 [mm]

9. Obliczam wymiary kół zębatych

- średnica podziałowa d = m ^. z

- średnica wierzchołkowa d_a = m ^. (z + 2)

- średnica podstaw d_f = m ^. (z - 2,5)

- 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

L.p.	z	dp [mm]	da [mm]	df [mm]	B [mm]	h [mm]	ha [mm]	hf [mm]
1	14	56	64	46	40	8,25	4	4,25
2	126	504	512	494	40	8,25	4	4,25
3	56	224	232	214	40	8,25	4	4,25

10. Obliczam momenty skręcające występujące na poszczególnych wałach

Ms = 9550

N - moc przenoszona przez koło

n - obroty na wale

Wał wejściowy

n = = = 1450 [obr/min]

Ms = 9550 ^. = 49,4 [Nm]

Wał wyjściowy

n = = = 145 [obr/min]

Ms = 9550 ^. = 494 [Nm]

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

- wał wejściowy

- materiał wału St0 → z_sj = 90 [MPa]

• współczynnik bezpieczeństwa x = 3

Ms = 49,4 [Nm]

[MPa]

= 25,7 [mm]

Przyjmuję d = 30 [mm]

- wał wyjściowy

- materiał wału 20H → z_sj = 270 [MPa]

• współczynnik bezpieczeństwa x = 2

Ms = 494 [Nm]

[MPa]

= 29,6 [mm]

Przyjmuję d = 30 [mm]

12. Siły występujące na wałach

Wodzik

Moment obrotowy M = 49,5 Nm

Siła obwodowa P₁ = 353 N

Siła promieniowa P_r1 = P₁ ^. tg 20° = 353 ^. tg 20 = 640 N

Koło słoneczne

Moment obrotowy M = 495 Nm

Siła obwodowa P₁ = 1964 N

Siła promieniowa na wskutek zastosowania satelit znosi się

13. Obliczenia reakcji podpór

Wał wejściowy

55 55

Płaszczyzna X – Z

55 55

Σ M_iA = 0

R_BX ^. 55 = P_r1 ^. 110

R_BX = P_r1 ^.  = 640 ^. = 1280 [N]

Σ M_iB = 0

R_AX ^. 55 = P_r1 ^. 55

R_AX = P_r1 ^.  = 640 ^. = 640 [N]

Płaszczyzna Y – Z

55 55

Σ M_iA = 0

R_BY ^. 55 = P₁ ^. 110

R_BY = P₁ ^.  = 353 ^. = 706 [N]

Σ M_iB = 0

R_AY ^. 55 = P₁ ^. 55

R_AY = P₁ ^.  = 353 ^. = 353 [N]

Sumując otrzymujemy:

R_A =

R_B =

Analogicznie obliczam wał wyjściowy i otrzymuję wartość reakcji podpór:

R_A = 1964 [N]

R_B = 3928 [N]

14. Dobieram łożyska

Wały ułożyskowane będą łożyskami kulkowymi zwykłymi. Zakładam trwałość łożysk na wszystkich wałach L_H = 20000 [h]

- wał wejściowy

Dla trwałości L_H = 50000 [h] oraz prędkości obrotowej n = 1450 [obr/min] przyjmuję C/P = 16

Podpora A

Obciążenie zastępcze

C = 16 ^. R_A = 16 ^. 952 = 15232 [N]

Przyjmuję łożysko kulkowe zwykłe 6208

d = 40 [mm]

D = 80 [mm]

B = 18 [mm]

C = 30000 [N]

Podpora B

C = 12 ^. R_B = 16 ^. 1327 = 21232 [N]

Przyjmuję łożysko kulkowe zwykłe 6307

d = 35 [mm]

D = 80 [mm]

B = 21 [mm]

C = 33200 [N]

- wał wyjściowy

Dla trwałości L_H = 50000 [h] oraz prędkości obrotowej n = 145 [obr/min] przyjmuję C/P = 7,5

Podpora A

C = 7,5 ^. R_A = 7,5 ^. 1964 = 14730 [N]

Przyjmuję łożysko kulkowe zwykłe 6208

d = 40 [mm]

D = 80 [mm]

B = 18 [mm]

C = 30000 [N]

Podpora B

C = 7,5 ^. R_B = 7,5 ^. 3928 = 29460 [N]

Przyjmuję łożysko kulkowe zwykłe 6307

d = 35 [mm]

D = 80 [mm]

B = 21 [mm]

C = 33200 [N]