1. Temat

Zaprojektować wariator cierno-zębaty.

2. Schemat urządzenia

1 stożek

2 misa

3dźwignia

4 wał

5 przekładnia zębata

rys 1

3. Opis działania

Wariator składa się z żeliwnego stożka 1 i stożkowej misy 2 wykonanej z tekstolitu. Wał misy 2 osadzony jest na dźwigni 3, osadzonej wahliwie na wale 4. Napęd z wału 2 na wał 4 przenoszony jest za pomocą przekładni zębatej 5. Docisk uzyskiwany jest przez samozaciskanie się stożków 1 i 2., i jest tym większy im większe jest obciążenie. Zmianę przełożenia uzyskuje się przez przesuw osiowy stożka 1.

4. Dane wyjściowe.

Moc przekładni N = 5 kW

Obroty wyjściowe n = 450 obr/min

DANE	OBLICZENIA	WYNIK
n = 2000 obr/min Rm = 30 mm Rd = 70 mm z1 = 36 z2 = 72 n = 2000 obr/min Rm = 55 mm Rd = 70 mm z1 = 36 z2 = 72 n = 2000 obr/min N = 5 kW d = 0,6 m. M. = 23,875 Mn długości boków stożka a = 52 mm b = 35 mm ° P. = 79,6 N P. = 222,55N G = 15kg = = 147,15 N m. = 0,145 m. n = 0,11 e = 0,135 Da = 60 mm na = 2000 obr/min Db = 160 mm nb = 2000 obr/min Va = 62,80 m/s. Vb = 71,1 m/s. Da = 140 mm n = 2000 obr/min Db = 160 mm n = 2000 obr/min Va = 14,65 m/s. Vb = 160 m/s. R1 = 35 mm R2 = 96 mm Pn = 353,75 N mm bz = 24 mm kgr = 1,0 MPa Pn = 353,75 N P. = 222,55 N P. = 222,55 N h = 7 mm z = 1 pdop = 22 MPa P. = 222,55 N h = 7 mm lo = 35 mm z = 1 pdop = 22 MPa d = 8 mm krj = 96 MPa z1 = 36 z2 = 72 N = 5 kW n = 857 obr/min M. = 55,7 Nm i =2 b = 30 mm d 1 = 72 mm i = 2 M. = 55700 N mm xi = 0,5 Qi = 1,07 N / mm^2 d1 = 85 mm i = 2 x = 0,5 d1 = 85 mm d1 = 85 mm z1 = 36 mn = 2,5 mm z1 = 36 z2 = 72 mn = 2,5 mm z1 = 32 z2 = 68 z1 = 32 z2 = 68 m. = 2,5 mm to = 7,8 mm z1 = 32 z2 = 68 m. = 2,5 mm do1 = 80 mm do2 = 170 mm m. = 2,5 mm m. = 2,5 mm x = 0,53 do1 = 80 mm do2 = 170 mm lo = 0,18 m. = 2,5 mm x2 = 0,1 m. = 2,5 mm do1 = 80 mm do2 = 170 mm m. = 2,5 mm hgn = 1,32 mm do1 = 80 mm m. = 2,5 mm do2 = 170 mm to = 7,8 mm x2 = 0,1 dz1 = 75,17 mm dw1 = 85 mm dz2 = 159,74 mm dw2 = 175 mm do1 = 80 mm do2 = 170 mm eo = 13,82 m. = 2,5 mm do1 = 80 mm eo = 13,82 i = 2 u1 = 0,46 u2 = 0,54 M. = 55,7 Nm d = 80 mm C = 478,2 HB = 280 W = 2,55	Obroty wyjściowe silnika n = 2000 obr/min Przyjmuję średnice stożka i misy: 1) Styk elementów ciernych na minimalnej średnicy Rm = 30 mm Rd = 70 mm Przyjmuję liczbę zębów kół zębatych koło małe z1 = 36 koło duże z2 = 72 Obliczenie obrotów wyjściowych n1 = 2000 ^. 30/70 ^. 36/72 = 452 obr/min 2 ) Styk elementów ciernych na maksymalnej średnicy Rm = 55mm Rd = 70 mm Obliczenie obrotów wyjściowych n2 = 2000 ^. 55/70 ^. 36/72 = 785 obr/min Obliczenie siły docisku Pn = gdzie: P.- siła obwodowa G - ciężar m.,m.,e- wymiary charakterystyczne (rys. 1) P.= 2M / d M. = 9550 ^. N/n M. = 9550 ^. 5 / 2000 = 23,875 Nm P. = 2M/d P. = 2 ^. 23,875 / 0,6 = 79,6 N P.= tg arc tg1,48 = 56° ° P. = P. = = 222,55 N Ciężar przekładni Biorąc pod uwagę misę, 2 koła, 2 wały, korpus ciężar przekładni w przybliżeniu wynosi G = 15 kg Siła nacisku Pn = N Przełożenie przekładni ciernej. Przekładnia cierna posiada zmienne przełożrnie. Styk na minimalnej średnicy i1 = Va = = 62,80 m/s. Vb = 71,7 m/s. -0,14 i1 = Styk na maksymalnej średnicy Va = m/s. Vb = m/s. i2 = Obliczenia wytrzymałościowe k - naciski zastępcze k = kgr dla styku liniowego bz = b z = Rz Rz = Rz = mm k = MPa kgr = 1,0 MPa k 〈 k gr Sprawdzenie warunku sprzężenia T = 353,75 ^. 0,2 = 70,75 N 31,15 〈 70,75 Obliczenie wpustu na wale III dla średnicy d = 30 mm na podstawie PN - 70 / M. - 85005 dobieram wpust o wymiarach b × h 8 × 7 mm Obliczenie długości wpustu p.= < pdop dla połączeń ruchowych p. = 15 - 30 MPa lo > lo > przyjmuję lo = 35 mm sprawdzenie nacidsków p. = p. < pdop Obliczenia śruby służącej do przesuwu stożka napędzającego Dla średnicy d = 8 mm Dobieram gwint metryczny M. 8 dla któtego P. = 1,25 mm d2 = D2 =7,188 mm d1 = D1 = 6,647 mm d3 = 6,355 mm R = 0,125 mm Na podstawie PN - 74 / M. - 02012 Obliczenia przekładni zębatej Wstępne obliczenie wymiarów przekładni Indeks „1” dotyczy koła małego Indeks „2” dotyczy koła dużego Przełożenie przekładni Wstępne założenie liczby zębów z1 = 36 z2 = 72 i = i = Teoretyczne wymiary przekładni Qi = Qi - statystyczne obciążenie przekładni Wstępne założenie średnicy i szerokości koła b = 30 mm d1 = 72 mm M. = 9550 ^. N/n M. = 9550 ^. 5/857 = 55700 Nmm Qi = Obliczenie średnicy zębnika Przyjmuję stosunek b / d1 = 0,5 x = b / d1 - względna szerokość zębnika d = d = d = 85 mm Obliczenie odległości osi kół a = 0,5 d1 (i + 1) a = 0,5 85 (2 + 1) = 125,5 mm Obliczenie szerokości koła b b = x d1 b = 0,5 85 b = 42,5 mm Obliczenie modułu w przekroju normalnym mn = d1 / z1 mn = 85 / 36 = 2,3 mm Na podstawie PN - 78 / M. - 88502 przyjmuję m. = 2,5 Sprawdzenie warunków geometrycznych ao = ao = mm Aby warunek się zgadzał należy skorygować liczbę zębów. Przyjmuję liczbę zębów z1 = 32 z2 = 68 ao = 125 mm a0 = mm Warunek jest spełniony Obliczenia geometryczne Dane wyjściowe z1 = 32 z2 = 68 m. = 2,5 mm b = 42,5 mm he = 2^. M. = 5 mm he - głębokość przenikania ° - kąt przyporu h = 2,25 m. = 5,6 mm h - wysokość zęba Przełożenie przekładni i = z2 / z1 = 68 / 32 = 2,12 Podziałka to = mm Podziałka na kole zasadniczym tz = to ^. cos tz = 7,8 ^. cos 20° = 7,3 mm Średnica koła podziałowego do1 = z1 ^. m. = 32 ^. 2,5 = 80 mm do2 = z2 ^. m. = 68 ^. 2,5 = 170 mm Średnica koła zasadniczego dz1 = do1 ^. cos dz1 = 80 ^. cos 20° = 75,17 mm dz2 = d02 ^. cos dz2 = 170 ^. cos 20° = 159,74 mm Wymagany luz międzyzębny lo = 0,18 Wysokość głowy zęba hf1 = 1,25 m. = 1,12 ^. 2,5 = 3,12 mm Wysokość stopy zęba ha1 = m. = 2,5 mm Wysokość głowy zęba narzędzia hgn = x ^. m. x = b / d1 x = 42,5 / 80 = 0,53 hgn = 0,53 ^. 2,5 = 1,32 mm Odległość osi kół a = ao = 1 / 2 ( do1 + do2) a = 1 / 2 ( 80 + 170 ) = 125 mm Wsp. przesunięcia zarysu x1 = 0 x2 = x2 = Przesunięcie zarysu mx1 = 0 mx2 = 2,5 ^. 0,1 = 0,25 Średnica koła podstaw ds1 = do1 - 2hgn ds1 = 80 - 2 ^. 1,32 = 77,36 mm ds2 = do2 - 2hgn - 2( mx2 ) ds2 = 170 - 2 ^. 1,32 - 2 ( 2,5 ^. 0,25 ) = 166,11 mm Średnica koła wierzchołków dw1 = do1 + 2m. dw1 = 80 + 5 = 85 mm dw2 = do2 = 2m. dw2 = 170 + 5 = 175 mm Grubość zębów mierzona na łuku koła podziałowego s1 = to / 2 s1 = 7,8 / 2 = 3,9 mm s2 = to / 2 - 2 ( 2 m. xz ) tg s2 = 3,9 - 0,5 ^. 0.36 = 3,71 mm Kąt przyporu na średnicy koła wierzchołków cos cos cos cos Długość łuku zazębienia mierzona na kole podzeałowym eo1 = eo1 = eo2 = eo2 = Wskaźnik przyporu Aktywna długość zarysu mierzona od wierzchołka zęba lo1 = eo () lo1 = 13,82 () = 4,79mm lo2 = eo ( ) lo2 =13,82 ( ) = 4,95 mm Poślizg u1 = u1 = 1,5 ( ) = 0,46 u2 = i + 1 ( ) u2 = 3 ( ) = 0,54 u1 , u2 - wielkości kinematyczne Sprawdzenie nacisków powierzchniowych pmax = C < ko F = 2M / d F = 2 ^. 55700 / 80 = 1392,5 N pmax = 478,2 = 416,2 Mpa kO = Dla materiału kół 45 T HB = 280 W = 2,55 k0 = = 437,5 MPa pmax < ko	Rm = 30 mm Rd = 70 mm z1 = 36 z2 = 72 n1 = 452 obr/min Rm = 55 mm Rd = 70 mm n2 = 785 obr/min M. = 23,875 Nm P. = 79,6 N tg ° P. = 222,55 N G = 15 kg Pn = 353,75 N Va = 62,80 m/s. Vb = 71,1 m/s. i1 = 2,3 Va = 14,65 m/s. Vb = 13,15 m/s. i2 = 1,2 Rz = 55,08 mm k = 0,13 MPa T = 70,75 N b × h = 8 × 7 pdop = 22 MPa lo = 35 mm p. = 18 MPa d = 8 mm F = 0,11 MPa i = 2 M. = 55,7 Nm Qi = 1,07 N / mm^2 x = 0,5 d = 85 mm a = 125,5 mm b = 42,5 mm mn = 2,3 mm m. = 2,5 mm a0 = 135 mm z1 =32 z2 = 68 ao = 125 mm i = 2,12 to = 7,8 mm tz = 7,3 mm do1 = 80 mm do2 = 170 mm dz1 = 75,17 mm dz2 = 159,74 mm lo= 0,18 hf1 = hf2 = 3,12 mm ha1 = ha2 = 2,5 mm x = 0,53 hgn = 1,32 mm a = 125 mm x2 = 0,1 ds1 = 77,36 mm ds2 = 166,11 mm dw1 = 85 mm dw2 = 175 mm s1 = 3,9 mm s2 = 3,71 mm eo1 = 6,4 mm eo2 = 7,42 mm lo1 = 4,79 mm lo2 = 4,95 mm u1 = 0,46 u2 = 0,54 F = 1392,5 N pmax = 416,2 MPa ko = 437,5 MPa