Akademia Techniczno Rolnicza

im. Jana i Jędrzeja Śniadeckich

W Bydgoszczy

Katedra Podstaw Konstrukcji Maszyn

Projekt

TEMAT: Zaprojektować układ napędowy betoniarki samochodowej.

Wykonał:

Studium dzienne magisterskie

sem. VI

Założenia konstrukcyjne:

W układzie napędowym betoniarki zakładam zastosowanie przekładni mechanicznej.

Bęben będzie podparty przez rolki znajdujące się na jego końcu. Podstawowym zadaniem takiej przekładni jest przeniesienie momentu obrotowego z silnika na korpus zbiornika betoniarki a ponadto zmiana jego wartości. Potrzebę zastosowania przekładni mechanicznej uzasadniam następująco:

• w betoniarce potrzebny jest duży moment obrotowy co przy określonej mocy wymaga stosowania małych prędkości obrotowych

• stosowanie silników z małymi obrotami jest nieuzasadnione gdyż są one duże, ciężkie i drogie

Przekładnia będzie napędzana przez silnik spalinowy.

Schemat przenoszenia momentu obrotowego:

Dane ilościowe:

rodzaj produkcji kierunek ustawienia wałków (wejściowego i wyjściowego) ilość godzin pracy na dobę ilość włączeń na godzinę wartość przeciążeń	seryjna równoległy 8 -16 godzin 2 średnie

Dane sytuacyjne:

Projektowana betoniarka będzie miała zastosowanie w przemyśle budowlanym więc będzie pracowała w środowisku zapylonym i wilgotnym. Ponadto będzie przemieszczać się po drogach które charakteryzują się nierównościami wprowadzającymi przekładnię w dodatkowe drgania.

Koncepcje rozwiązań:

1.

2.

3.

4.

Wybór koncepcji optymalnej:

Kryteria oceny:

a. Gabaryty

b. Koszt wykonania

c. Ciężar konstrukcji

4. Prostota konstrukcji

5. Obciążenie wałów i łożysk

6. Sprawność przekładni

Wartości współczynników ważności i koncepcji:

Numer	Kryteria oceny
Koncepcji	A = 1
1	1
2	0,5
3	0,5
4	0,5

Wyniki wyboru koncepcji optymalnej:

Koncepcja	1	2	3	4
Wartość obliczeń	5,5	3,25	3,25	4,25

Koncepcją optymalną jest koncepcja nr 1

Dodatkowe założenia

Pojemność bębna betoniarki Q = 10 [m³]

Minimalny moment obrotowy Mo = 55000 [Nm], (wg. firmy Gruppo Bonfiglioli)

Prędkość obrotowa bębna n₃ = 12 [obr/min]

Moc bębna betoniarki N = = = 69,1 [kW]

Dobieram silnik

Przyjmuję silnik spalinowy o parametrach:

N = 70 [ kW ]

n = 600 [ obr/min ]

Przełożenie układu i = = = 50

Obliczam przekładnię

Przyjmuję ilości zębów

- koło wejściowe z₂ = 49

- koło pomocnicze (satelita) z₁ = 15

- koło wyjściowe z₃ = 50

Prędkość obrotowa satelity n­₂ = n_silnika ^. i_1-2 = n_silnika ^. = 600 ^. = 1960 [obr/min]

Obliczam moduł zębów na zginanie

m ≥ 10

q_z - współczynnik kształtu zęba odpowiadający liczbie 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 = 8

materiał kół 45 → z_gj= 300 [MPa]

x = 2

k_go= = = 150 [MPa]

Obliczenia modułu przeprowadzam dla koła najbardziej obciążonego czyli koła wyjściowego.

z₃ = 50

q_Z3 = 1,7

n₃ = 12 [obr/min]

m₃ ≥ 10 ^. = 11,8 [mm]

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

k₀ = 200 [MPa]

z₃ = 50

q_Z3 = 1,7

n₃ = 12 [obr/min]

i = = = 3,33

y₁ = 3,5

m₃ ≥ 10 ^. = 7,5 [mm]

Dla wszystkich kół przyjmuję znormalizowany moduł m = 12 [mm]

Obliczam wymiary kół zębatych

Koła z uzębieniem zewnętrznym

- 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

Koła z uzębieniem wewnętrznym

- 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	15	180	204	150	100	24,5	12	12,5
2	49	600	576	630	100	24,5	12	12,5
3	50	600	576	630	100	24,5	12	12,5

Obliczam momenty skręcające występujące na poszczególnych wałach

Ms = 9550

N - moc przenoszona przez koło

n - obroty na wale

Wał wejściowy (silnika)

Ms = 9550 ^. = 1114 [Nm]

Wał pośredni (satelitarny)

Ms = 9550 ^. = 341 [Nm]

Wał wyjściowy

Ms = 9550 ^. = 55708 [Nm]

Obliczam wały ze względu skręcanie

materiał wału St7 → z_sj = 200 [MPa]

współczynnik bezpieczeństwa x = 2

[MPa]

• wał wejściowy (silnika)

Ms = 1114000 [Nmm]

= 38,2 [mm]

Przyjmuję d = 40 [mm]

- wał pośredni (satelitarny)

Ms = 341000 [Nmm]

= 25,9 [mm]

Przyjmuję d = 26 [mm]

- wał wyjściowy

Ms = 55708000 [Nmm]

= 138,7 [mm]

Przyjmuję d = 140 [mm]

Siły działające na kołach zębatych

Po = 2Ms / d

Pn = Po ^. tgα

α = 20°,

d₁ = 180 [mm], d₃ = 600 [mm],

Ms₁ = 341000 [Nmm], Ms₃ = 55708000 [Nmm]

L.p.	Po [N]	Pn [N]
1	3788	1379
3	185693	67586

Obliczam szerokość widełek mocujących wałek satelitarny

Siła wypadkowa działająca na środek wałka

P =

P = = 4031 [N]

Naciski powierzchniowe dopuszczalne (połączenie spoczynkowe, warunki średnie)

materiał widełek St0S → z_sj = 100 [MPa]

p_dop = 0,5 ^. z_sj = 0,5 ^. 100 = 50 [MPa]

Warunek wytrzymałościowy na naciski powierzchniowe

A = 2 ^. d ^. L

L – szerokość widełek

Przyjmuję L = 5 [mm]

Dobieram łożyska dla wałka satelitarnego

Wały ułożyskowane będą łożyskami kulkowymi zwykłymi.

Zakładam trwałość łożysk L_H = 20000 [h]

Dla trwałości L_H = 20000 [h] oraz prędkości obrotowej n = 1960 [obr/min] przyjmuję C/P = 13,4

Obciążenie zastępcze

C = 13,4 ^. P = 13,4 ^. 4031 = 54015 [N]

Ze względu, że przyjmuję 2 łożyska więc obciążenie zastępcze dzielę przez 2.

C₁ = 0,5 ^. C = 0,5 ^. 54015 = 27007,5 [N]

Przyjmuję łożyska kulkowe zwykłe 6306

d = 30 [mm]

D = 72 [mm]

B = 19 [mm]

C = 28500 [N]

Obliczam wpust na wałku wejściowym

M_S = 1114000 [Nmm], d = 40 [mm]

Siła działająca na wpust

F =

F = = 55700 [N]

Przyjmuję wpust b × h = 12 × 10

Materiał wpustu St7 → k_C = 200 [MPa]

Naciski dopuszczalne (średnie warunki pracy) p_dop = 0,5 ^. k_C = 0,5 ^. 200 = 100 [MPa]

Czynna długość wpustu

= 101,4 [mm]

Całkowita długość wpustu

L = l_O + b = 101,4 + 12 = 113,4 [mm]

Przyjmuję długość wpustu L = 120 [mm]

Obliczam wielowypust na wałku wyjściowym

Ms = 55708000 [Nmm]

Przyjmuję wielowypust 140 × 160 × 16 (seria ciężka) osiowany na średnicy d

Siła działająca na wielowypust

F =

F = = 768000 [N}

Słabszy materiał połączenia St7 → k_C = 200 [MPa]

Naciski dopuszczalne (średnie warunki pracy) p_dop = 0,5 ^. k_C = 0,5 ^. 200 = 100 [MPa]

Długość wielowypustu

L =

L = = 64 [mm]

Obliczam wałek wyjściowy

Maksymalne obciążenie wałka wystąpi w przypadku gdy oś bębna betoniarki będzie nachylony pod maksymalnym kątem.

• Przyjmuję maksymalny kąt pochylenia osi betoniarki α = 30°.

• Pojemność bębna betoniarki Q = 10 [m³]

• Gęstość betonu ρ = 2000 [kg/m³]

• Ciężar całkowity betoniarki G = ρ ^. Q

G = 2000 ^. 10 = 20000 [kg] ≈ 200000 [N]

Maksymalna siła wzdłużna:

F = G ^. cos α = 200000 ^. cos 30° = 173000 [N]

Dobieram łożysko kulkowe skośne jednorzędowe QJ234 o parametrach:

d = 170 [mm]

D = 310 [mm]

B = 52 [mm]

C = 450000 [N]

Obliczam przekładnię pasową