Dane	Obliczenia Strona 1	Wyniki
Pm.=8,1 kW	1.Dobór silnika napędowego betoniarki Przyjmuję : ηz=0,95 sprawność przekładni zębatej ηp=0,92 sprawność przekładni pasowej Pm.-moc maszyny obliczeniowa moc silnika napędowego: Dobieram trójfazowy silnik indukcyjny typ SZJCe-54a Podstawowe parametry eksploatacyjne silnika: Moc Ps=9.5 kW Prędkość obrotowa ns=1350 obr/min	Ps=9.5 kW ns=1350 obr/min
ns=1350 obr/min nk=130 obr/min	2. Rozdział przełożeń na poszczególne elementy napędu Zakładam, że przełożenie przekładni pasowej wynosi i^*p≤1,5 Przełożenie całkowite napędu Zakładane przełożenie przekładni zębatej Przyjmuję: iz=7 ip=1.46	iz=7 ip=1.46
iz=7 ip=1.46	3. Moment obrotowy na poszczególnych wałach układu napędowego n1=1350 obr/min n2=916 obr/min n3=131obr/min M1=67,2 Nm M2=99 Nm M3=693 Nm Zakładam, że moc w całym układzie nie zmienia się P1=P2=P3=9,5 kW Moment obrotowy	n1=1350 obr/min n2=916 obr/min n3=131obr/min M1=67,2 Nm M2=99 Nm M3=693 Nm
Dane	Obliczenia Strona 2	Wyniki
	3. Obliczenia przekładni pasowej z pasami klinowymi Główne wymagania stawiane przekładni: -wartość stosunku mocy obliczeniowej do mocy zadanej powinna mieścić się w granicach P/Pz=1÷1,1 Zakładane warunki pracy przekładni: -liczba godzin pracy na dobę 10<h<16 Napęd silnik krótkozwarty lub klatkowy Warunki pracy urządzenia napędzającego: -ciężkie, przeciążenia do100% Wartość współczynnika Kt=1,5 Zależności geometryczne przekładni pasowe Siły działające w przekładni pasowej Wartości cech geometrycznych oraz sił działających w przekładni przedstawione są na dołączonej stronie „Wyniki obliczeń konstrukcyjnych przekładni pasowej”
Dane	Obliczenia Strona 3	Wyniki
	4. Obliczenia przekładni zębatej. Założenia dla przekładni Rodzaj przekładni : - reduktor walcowy jednostopniowy Rodzaj kół zębatych : - koła walcowe o zębach skośnych Sposób podparcia : - dwustronne symetryczne Warunki pracy przekładni : - nieznaczne przeciążenia dynamiczne Obliczanie liczby cykli zmian naprężeń. ilość lat pracy 5 ilość dni roboczych w roku ok. 300 ilość godzin pracy na dobę 16 liczba wykonywanych obrotów 916 obr/min Liczba cykli zmian naprężeń
Fn=802.2 N θ=3.6^°	5.Wznaczenie sił działających na wałek nr. 2 wynikających zdziałania siły Fn	Fnsinθ=51 N Fncosθ=51 N
	6. Siły działające na wałek wynikające z zazębienia się kół zębatych.
Dane	Obliczenia Strona 4	Wyniki
Ms=M2=99 Nm k^*s=30 MPa	7. Wstępne wyznaczenie długości wału nr 2 (zębnika) Wstępne wyznaczenie średnicy czopa wału pod koło pasowe, w celu przyjęcia jego długości. szerokość piasty dla kół niesymetrycznych bp=(2÷3)d Przyjmuję długość czopa b=55 mm Szerokość łożyska bł=20 mm dla Ms≤200Nm Szerokość zębnika bz=75 mm Wstępnie dobrane długości wału nr 2 (zębnika)
Fr=1223N Fa=406N Ft=2885N M2=99Nm	8. Rozłożenie sił działających na wał nr 2 w układzie kartezjańskim.
Dane	Obliczenia Strona 5	Wyniki
	9. Kształtowanie wału nr 2 (zębnika) na podstawie zarysu teoretycznego.
Ms=M3=693Nm	10. Wstępne wyznaczenie długości wału nr 3 (koła). Szerokość łożyska bł=30 mm dla 500<Ms≤750Nm
Fr=1223N Fa=406N Ft=2885N M3=693Nm	11. Rozłożenie sił działających na wał nr 3 w układzie kartezjańskim.
Dane	Obliczenia Strona 6	Wyniki
	12. Kształtowanie wału nr 2 (zębnika) na podstawie zarysu teoretycznego
M2=99Nm c'=0.11÷0.15 df1=63.47mm t=3.3mm	13. Sprawdzenie odległości gm dla zębnika. Warunek Dla średnicy wałka 32mm przyjmuję wpust pryzmatyczny 10x8, dla którego głębokość rowka w piaście t=3.3mm df1- średnica stóp Warunek minimalnej odległości gm. jest spełniony.
Dane	Obliczenia Strona 7	Wyniki
	14. Dobór łożysk tocznych dla wałków przekładni. Zakładam jednakową trwałość godzinową dla wszystkich łożysk w przekładni. okres pracy łożyska około 5lat ilość dni roboczych w roku ok. 300 ilość godzin pracy na dobę 16 Przyjmuję trwałość łożysk lh=20000 godz.

---