---

Overview

Makro2
9kw
Makro1

---

Sheet 1: Makro2

---

Sheet 2: 9kw

DANE				OBLICZENIA			WYNIKI
		Zaprojektować przekładnię redukcyjną dla napędu z
Moc silnika:		maszyny parowej przenoszącej moment na sprężarkę
N [kW] =	16	rotacyjną.
Przełożenie:		Wykonać:
i =1:	18	1. Kompletne obliczenia.
Obroty wejścia:		2. Rysunek zestawieniowy w skali 1:1.
n[1/min]=	7200	3. Dobrać samodzielnie materiały.
		4. Rysunki detali.
			Schemat kinematyczny:
				I
				D		E
					F
			1.Obliczam wstępnie przełożenia kół.
		Dobieram przełożenia dla kolejnych par kół odpowiednio:
			iI = 1:	3			iI = 1:	3
			iII = 1:	3			iII = 1:	3
			iIII = 1:	2			iIII = 1:	2
			Teoretyczne przełożenie całkowite:
			ic = 1:	18			ic = 1:	18
		Dobieram ilości zębów na współpracujących kołach:
		koło A z=	18		koło B z=	54	koło A z=	18
		koło C z=	19		koło D z=	57	koło C z=	19
		koło E z=	19		koło F z=	38	koło E z=	19
		Przełożenie rzeczywiste:					koło B z=	54
			ir = 1:	18			koło D z=	57
		Obliczam prędkości obrotowe poszczególnych wałków					koło F z=	38
		w/g wzoru:
							ir = 1:	18
koło A z=	18
koło C z=	19
koło E z=	19						nI[1/min]=	7200
koło B z=	54		nII[1/min]=	2400			nII[1/min]=	2400
koło D z=	57		nIII[1/min]=	800			nIII[1/min]=	800
koło F z=	38		nIV[1/min]=	400			nIV[1/min]=	400
		Korzystając ze wzoru :
nI[1/min]=	7200	obliczam prędkości kątowe wałków:
nII[1/min]=	2400						wI[1/s]=	753,98
nIII[1/min]=	800		wII[1/s]=	251,33			wII[1/s]=	251,33
nIV[1/min]=	400		wIII[1/s]=	83,78			wIII[1/s]=	83,78
			wIV[1/s]=	41,89			wIV[1/s]=	41,89
			2. Obliczenia wytrzymałościowe kół.
		I. Para pierwsza - koła stożkowe.
		Dobieram na koła materiał o dopuszczalnej wytrzymałości
		na zginanie (obciążenie zmienne jednostronne)
		kgj [MPa]=	310	16HG	w/g tabeli IX/17. Ochęd.		kgj [MPa]=	310
		Dla koła małego przyjąłem ilość zębów ZA=				18
		Kąt S między osiami kół wynosi S=90o.				Z tabeli IV/2.
		dobieram kąty stożków podziałowych:
		Dla koła dużego dB=		71,34		71,57	dB[o]=	71,34
		Dla koła małego dA=		18,26		18,43	dA[o]=	18,26
		Na podstawie wzoru IV/36 obliczam zastępcze liczby
		zębów:
dB=	71,34			18,97			ZvA=	18,97
dA=	18,26				#DIV/0!
				170,81			ZvB=	170,81
					0
		Dla znanej zastępczej liczby zębów koła małego dobieram
		z tabeli X/1	w/g Czasownikowa współczynnik wytrzymałości
		zęba u podstawy:
		lzast=	0,387				lzast=	0,387
N [kW] =	16	Mając wszystkie dane obliczam moduł koła małego w/g
dA=	18,26	wzoru XI-10 dla zębów prostych:
bm=	0
Cb=	1					1,256	mnm=	1,256
lzast=	0,387
ZvA=	18,97	Dobieram znormalizowany czołowy moduł zewnętrzny
nI[1/min]=	7200	mte[mm]=	2,5				mte[mm]=	2,5
kgj [MPa]=	310	Obliczam okrąg zewnętrznej podstawy stożka podziałowe-
		go w/g wzoru IV-1
ZA=	18	Dla koła małego:			45	mm	deA=	45
ZB=	54	Dla koła dużego:			135	mm	deB=	135
		Długość tworzącej stożków podziałowych w/g wzoru IV-7a
ZA=	18
mte[mm]=	2,5			71,17			Re=	71,17
dA=	18,26
		Sprawdzam graniczną liczbę zębów w/g wzoruIV-37.
		Zakładam dla zębów prostych współczynnik wysokości zę-
		ba ytm=	1				ytm=	1
ytm=	1
atm[o]=	20				17,1		Zgtm=	17,1
		Zatem korekcja jest zbędna.
		Obliczam wysokość głów i stóp zębów niekorygowanych
		[IV-20, IV-21]dla czoła zewnętrznego wieńca:
ytm=	1
mte[mm]=	2,5						ham=	2,5
					2,5
					3		hfm=	3
		Średnice wierzchołkowe [IV-32]:
deA=	45				49,74		daeA=	49,74
deB=	135				136,58		daeB=	136,58
ham=	2,5	Wysokości stożków wierzchołkowych [IV-33]
hfm=	3
dB[o]=	71,34				66,71		BB=	20,13
dA[o]=	18,26
					20,13		BA=	66,71
		Kąty wysokości głowy zęba [IV-25]:
				0,03512716032036	[o]	2,01	Qa[o]=	2,01
Re=	71,17			2,01
		oraz stopy zęba [IV-26]:
				0,042152592384432	[o]	2,25	Qf[o]=	2,25
				2,42
		Kąty stożków wierzchołkowych [IV-27]:
tgQa[o]=	2,01
tgQf[o]=	2,25			20,44	setne	20,26	daA[o]=	20,26
							daB[o]=	73,35
				73,58	setne	73,35
dB[o]=	71,34
dA[o]=	18,26	i dna wrębów [IV-28]:
				16,02	setne	16,01	dfA[o]=	16,01
							dfB[o]=	69,1
				69,16	setne	69,1
		Dobieram szerokość wieńca około b=1/3,5 Re:
		b[mm]=	20				b[mm]=	20
			Obliczanie zębów na naciski.
		Dla potrzeb wzorów Hertza obliczam średnicę zastępczą
		zębnika [XI-12]
bm=	0
dmA=	38,6771111423353				40,77		dvmnA=	40,77
dA[o]=	18,26
		oraz przełożenie czołowe [IV-9]:
ZA=	18
ZB=	54			0,111111111111111			iv=	0,111111111111111
		Przyjmuję materiałowy współczynnik Cm,a=				478,2
dobrałem	z tablic:	Dopuszczalny nacisk jednostkowy w/g Hertza [X-25]:
X-8, X/10,
X/11, IX-48				1322	MPa		kH[Mpa]=	1322
ZHj[MPa]=	1600
Co=	1	Ze wzoru Hertza obliczam największą moc jaka może
CcH=	1	być przeniesiona:
xzH=	1,21	Z tablicy I-55 wyznaczam stopnie pokrycia kół:
			eA=	1,53			eA=	1,53
			eB=	1,88			eB=	1,88
eA=	1,53	Zatem ze wzoru I-55:
eB=	1,88
Cm,a=	478,2			1,71			ea=	1,71
nI[1/min]=	7200
kH[Mpa]=	1322
ea=	1,71					154,41	N[kW]=	154,41
b[mm]=	20
dvmnA=	40,77	Warunek Hertza jest spełniony.
bm=	0	Prędkość obwodowa dla ustalenia nadwyżki dynamicznej:
iv=	0,111111111111111
dC=	1,88			15,37	m/s		n=	15,37
nII=	1
		Wartość współczynnika nadwyżek dynamicznych Cd
					1,39	IX/13-V	Cd=	1,39
n=	15,37	Z tablicy IX/11 odczytuję współczynnik przeciążenia Cp
			Cp=	1,25			Cp=	1,25
		Ze wzoru IX-9 wyznaczam siłę statyczną:
N[kW]=	16
				1040,99	[N]		Pstat=	1040,99
		1808,72	[N]	Pzast=	1808,72
		Siła obliczeniowa [IX-13]:
Pzast=	1808,72
ea=	1,71			1096,19	N		Pobl=	1096,19
		Sprawdzam naprężenia:
Pobl=	1096,19
l=	0,387			56,65	<kgj[MPa]=	310	sgzast[MPa]=	56,65
b[mm]=	20
		II. Para kół CD- koła walcowe o zębach prostych.
		Na materiał dobieram stal jak dla kół stożkowych
		kgj [MPa]=	310	16HG	w/g tabeli IX/17. Ochęd.		kgj [MPa]=	310
		Przyjmuję szerokość wieńca y=			22		y=	22
		Dla znanej zastępczej liczby zębów koła małego dobieram
		z tabeli X/1	w/g Czasownikowa współczynnik wytrzymałości
		zęba u podstawy:
kgj [MPa]=	310	l=	0,387				l=	0,387
N[kW]=	16	Obliczam minimalny moduł [X-4]:
y=	22
l=	0,387				1,36	mm	mo=	1,36
nII=	2400
ZC=	19	Dobieram moduł czołowy m=			2		m=	2
		Średnice podziałowe kół :
				38			dC=	38
ZD=	57			114			dD=	114
m=	2	Średnice głów zębów:
dC=	38			42
dD=	114						daC=	42
y=	1			118			daD=	118
		Średnice stóp zębów:
c=0,2m					33,2		dfC=	33,2
					109,2		dfD=	109,2
y=	22	Szerokość wieńca:
m=	2		44				b[mm]=	44
		Prędkość obwodowa dla ustalenia nadwyżki dynamicznej:
dC=	38			4,78	m/s		n=	4,78
nII=	2400
		Wartość współczynnika nadwyżek dynamicznych Cd
					1,22	IX/13-V	Cd=	1,22
n=	4,78	Z tablicy IX/11 odczytuję współczynnik przeciążenia Cp
			Cp=	1,25			Cp=	1,25
		Ze wzoru IX-9 wyznaczam siłę statyczną:
N[kW]=	16
				3347,28	[N]		Pstat=	3347,28
		5104,6	[N]	Pzast=	5104,6
			eC=	1,53			eC=	1,53
			eD=	1,78			eD=	1,78
		Zatem ze wzoru I-55:
eC=	1,53
eD=	1,78			1,66			ea=	1,66
		Siła obliczeniowa [IX-13]:
Pzast=	5104,6
ea=	1,66			3075,06	N		Pobl=	3075,06
		Sprawdzam naprężenia:
Pobl=	3075,06
l=	0,387			90,29	<kgj[MPa]=	310	sgzast[MPa]=	90,29
b[mm]=	44
m=	2	Na podstawie wzoru X-13 określam moc jaką może prze-
		nieść przekładnia ze względu na warunek Hertza
dC=	38
dD=	114				47,94	kW	N=	47,94
kH[Mpa]=	1322
b[mm]=	44	Warunek Hertza jest spełniony.
nII=	2400
Cm,a=	478,2	III. Para kół EF- koła walcowe o zębach prostych.
		Na materiał dobieram stal jak dla kół stożkowych
		kgj [MPa]=	310	16HG	w/g tabeli IX/17. Ochęd.		kgj [MPa]=	310
		Przyjmuję szerokość wieńca y=			20		y=	20
		Dla znanej zastępczej liczby zębów koła małego dobieram
		z tabeli X/1	w/g Czasownikowa współczynnik wytrzymałości
		zęba u podstawy:
		l=	0,387				l=	0,387
N[kW]=	16	Obliczam minimalny moduł [X-4]:
y=	20
l=	0,387				2,03	mm	mo=	2,03
kgj [MPa]=	310
nIII[1/min]=	800	Dobieram moduł czołowy m=			3		m=	3
ZE=	19	Średnice podziałowe kół :
ZF=	38			57			dE=	57
				114			dF=	114
m=	3	Średnice głów zębów:
dE=	57			63
dF=	114						daE=	63
y=	1						daF=	120
		Średnice stóp zębów:
c=0,2m					49,8
							dfE=	49,8
		106,8		dfF=	106,8
y=	20	Szerokość wieńca:
			60				b=	60
		Prędkość obwodowa dla ustalenia nadwyżki dynamicznej:
				2,39	m/s		n=	2,39
		Wartość współczynnika nadwyżek dynamicznych Cd
n=	2,39				1,39	IX/13-V	Cd=	1,39
		Z tablicy IX/11 odczytuję współczynnik przeciążenia Cp
			Cp=	1,25			Cp=	1,25
		Ze wzoru IX-9 wyznaczam siłę statyczną:
N=	16
				6694,56	[N]		Pstat=	6694,56
		11631,8	[N]	Pzast=	11631,8
			eE=	1,53			eE=	1,53
			eF=	1,7			eF=	1,7
eE=	1,53	Zatem ze wzoru I-55:
eF=	1,7
				1,62			ea=	1,62
Pzast=	11631,8	Siła obliczeniowa [IX-13]:
ea=	1,62
				7180,12	N		Pobl=	7180,12
Pobl=	7180,12	Sprawdzam naprężenia:
l=	0,387			103,07	<kgj[MPa]=	310	sgzast[MPa]=	103,07
b[mm]=	60
m=	3	Na podstawie wzoru X-13 określam moc jaką może prze-
ZE=	19	nieść przekładnia ze względu na warunek Hertza
ZF=	38
kH[MPa]=	1322				43,58	kW	N=	43,58
b[mm]=	60
nIII=	800	Warunek Hertza jest spełniony.
Cm,a=	478,2
dE=	57	3. Obliczanie nacisków w kołach i wałków na zginanie.
		I. Ustalam siły w kołach stożkowych.
		Z rysunku XV-14. Dla zębów prostych znaduję siły:
		Obwodową:
N[kW]=	16
wI[1/s]=	753,98			943	N		PAo=	943
deA=	45
		Siłę poosiową koła napędzającego [XV-11]:
dA=	18,26
					N		PoA=	109
an[o]=	20
DANE				OBLICZENIA			WYNIKI
PAo=	943	Koła napędzanego:
dB=	71,34			326	N		PoB=	326
		Siły są skierowane od wierzchołka do podstawy stożka.
		Siły promieniowe:
		Koła napędzającego:
				326	N		PrA=	326
PAo=	943	Koła napędzanego:
					N		PrB=	109
		Dla wału I obliczam reakcje w podporach w 2 płaszczyznach
		z kołem osadzonym poza łożyskami [rys. XV-17]
		Szerokość łożyska:
		B1 [mm]=	14
		B2 [mm]=	14
		Odległość między łożyskami:
		L1[mm]=	25
		Odległość między łożyskiem 1, a kołem A:
		L2[mm]=	6
dA=	18,26	Obliczeniowa szerokość koła A:
b=	20						e=	19
		Zakładam rozstaw między łożyskami:
					39		b=	39
		Odległość między łożyskiem ł1, a osią koła:
					22,5		a=	22,5
b=	39
a=	22,5
PrA=	326	Reakcje w płaszczyźnie poziomej H:
PAo=	943	Z równania momentów:
deA=	45						R2H=	125
					125
					-451		R1H=	-451
		Momenty gnące w płaszczyźnie poziomej H:
		Dla koła A:
PoA=	109			2,4525			Mk=	2,4525
		Dla łożyska ł1:
b=	39
a=	22,5				-4,8825
Mk=	2,4525
R1H=	-451	Dla łożyska ł2:					Mł1H=	-4,8825
PrA=	326				0		Mł2=	0
		Reakcje w płaszczyźnie pionowej V:
P=	943				-1487,03846153846
							R1V=	-1487,03846153846
					544,038461538462		R2V=	544,038461538462
		Momenty gnące w płaszczyźnie pionowej:
		Dla koła A MgA:		0			MgA=	0
		Dla łożyska ł1:					Mgł1=	21,2175
				21,2175			Mgł2=	0
		Dla łożyska ł2:		0
		Moment skręcający na wałku:
N[kW]=	16
wI[1/s]=	753,98			21	Nm		Ms=	21
		Momenty zastępcze do obliczeń średnic wałków:
		Dla koła:
Mk=	2,4525			18,4	Nm		MZk=	18,4
Ms=	21	Dla łożyska ł1:					MZł1=	28,4
Mgł1V=	21,2175				28,4	Nm
Mł1H=	-4,8825	Dla łożyska ł2 moment zastępczy jest równy momentowi
		skręcającemu:
			21	Nm			MZł2=	21
		Minimalne średnice wałka dla obciążeń złożonych:
		Na wałek dobieram stal do nawęglania:
		16HG					stal	16HG
MZk=	18,4	Pod koło zębate z warunku na skręcanie:
dla stali	16HG
Kt[MPa]=	200			12,3	dobieram	20
kgj[MPa]=	310						Dk[mm]=	20
dla stali	16HG
Kt[MPa]=	90
kgj[MPa]=	140
MZł1=	28,4			9,7		20	Dł1=	9,7
		Pod łozysko ł2 z warunku na skręcanie:
				12,8		20	Dł2=	12,8
		1. Obliczenie wałka II
		Siły pochodzące od koła B:
		POB=	326
		PrB=	109
		PBo=	943
		Siła obwodowa koła C:
N[kW]=	16
wII[1/s]=	251,33			3351			PCo=	3351
dpC=	38
an[o]=	20	Siła promieniowa:
PCo=	3351			1220			PrC=	1220
		Dla wału II obliczam reakcje w podporach w 2 płaszczyznach
		z kołem stożkowym osadzonym między łożyskami wraz
		z kołem walcowym
		Dla potrzeb obliczeń zakładam:
		Szerokość łożyska:
		B1 [mm]=	14
		B2 [mm]=	14
		Odległość między łożyskiem B1 a kołem B:
		L1[mm]=	20
		Odległość między kołami:
		L2[mm]=	10
		Odległość między łożyskiemB2, a kołem C:
		L3[mm]=	72,5
		Obliczeniowa szerokość koła B e:
b[mm]=	20		6				e[mm]=	6
		Zakładam rozstaw między łożyskiem B1 a kołem B:
					30
L1[mm]=	20
		Zakładam rozstaw między kołami B i C:					a[mm]=	30
L2[mm]=	10			35			b[mm]=	35
		Odległość między łożyskiem B2, a osią koła C:					c[mm]=	101,5
L3[mm]=	72,5				101,5
		Długość wałka między osiami łożysk:
a[mm]=	30			166,5			Lc[mm]=	166,5
b[mm]=	35	Reakcje w płaszczyźnie poziomej H:
c[mm]=	101,5	Z równania momentów:
PrC=	1220
PrB=	109				589	N	R2H=	589
deB=	135
Lc[mm]=	166,5
POB=	326
					Przemysłw Kowalak: siła skierowana w dół jest dodatnia 522	N	R1H=	522
		Momenty gnące w płaszczyźnie poziomej:
		Dla łożyska ł1:
				0			Mł1=	0
		Dla koła B:
R2H=	589
R1H=	522				-38		MKB=	-38
		Dla koła C:
						-60	MKC=	-60
		Dla łożyska ł2:
				0			Mł2=	0
		Reakcje w płaszczyźnie pionowej V:
					2816		R1V=	2816
							R2V=	1478
		Momenty gnące w płaszczyźnie pionowej:
		Dla łożyska ł1:
				0			Mł1=	0
				84,48			MKB=	84,48
		Dla koła C:
					150,035		MKC=	150,035
		Dla łożyska ł2:		0
		Moment skręcający na wałku:
				63,7	Nm		MsII=	63,7
		Momenty zastępcze do obliczeń średnic wałków:
		Dla łożyska ł1:
MKBV=	84,48	Mzł1=	0				Mzł1=	0
MKBH=	-38	Dla koła B:
MsII=	63,7						MzB=	107,8
						107,8
		Dla koła C:
MKCH=	-60					170,7	MzC=	170,7
MKCV=	150,035
		Dla łożyska ł2:
		MZł2=	0
		Minimalne średnice wałka dla obciążeń złożonych:
MzB=	107,8	Pod koło zębate B:
MzC=	170,7
dla stali	15			19,7	dobieram	28	DB[mm]=	28
Kt[MPa]=	90
kgj[MPa]=	140
				23	dobieram	34	Dc[mm]=	34
			WAŁEK -III-
		Obliczam siły działające na koło D
N[kW]=	16	-obwodową
wIII[1/s]=	83,78				3350,46257323902		PDo=	3350,46257323902
dD=	114
		-promieniową
PDo=	3350,46257323902				1219		PDr=	1219
an[o]=	20
		Obliczam siły działające na koło E
		-obwodową
dE=	57				6701		PEo=	6701
		-promieniową
PEo=	6701				2439		PEr=	2439
		Obliczam długość wałka
		-szerokość łożyska A				58
			BA=	14	[mm]	48,5
		-odstęp pomiędzy łożyskiem A a kołem zębatym D
			L1=	36	[mm]
		-szerokość wieńca zębatego koła D
			bD=	44	[mm]
		-odstęp pomiędzy kołem zębatym D a kołem zębatym E
			L2=	6	[mm]
		-szerokość wieńca zębatego koła E
			bE=	60	[mm]
		-odstęp pomiędzy łożyskiem B a kołem zębatym E
			L3=	6,5	[mm]	0
		-szerokość łożyska B				0
			BB=	24	[mm]	58
		Zakładam rozstaw między łożyskiem A a kołem D:
					65
		Zakładam rozstaw między kołami D i E:					a[mm]=	65
L1=	36						b[mm]=	58
				58
		Odległość między łożyskiem B2, a osią koła C:
L2=	6						c[mm]=	48,5
L3=	6,5				48,5
a[mm]=	65	Długość wałka między osiami łożysk:
b[mm]=	58			171,5			Lc=	171,5
c[mm]=	48,5
bD=	44	Obliczam reakcję łożysk w płaszczyźnie
bE=	60	-pionowej
PDo=	3350,46257323902					-6076	R2V=	-6076
PEo=	6701									6076
R2V=	-6076	-3975	R1V=	-3975
		3975
PDr=	1219		1287	R2H=	1287
PEr=	2439
R2H=	1287					67	R1H=	67
		Obliczam momenty gnące działającena wałek:					Mł1=	0
		- w płaszczyźnie pionowej
					Mg1H=	0
R1V=	-3975					258,4	MgDV=	258,4
						683,3	MgEV=	683,3
						0
		- w płaszczyźnie poziomej
				Mg1H=	0
					4,355		MgDH=	4,355
R1H=	67				-62,46		MgEH=	-62,46
					0
		Obliczam moment skręcający na wałku
N[kW]=	16	Ms1=	0	Ms2=	0
wIII[1/s]=	83,78
			MsE=MsD=		191		Ms=	191
MgDV=	258,4
MgEV=	683,3	Obliczam rzeczywisty moment zginający wałki
						258,4
							MgD=	258,4
MgDH=	4,355	686,1	MgE=	686,1
MgEH=	-62,46
		Dla łożysk moment gnący nie występuje Mg=				0
						0
		Korzystając z teorii Hubera wytrzymałości materiałów
		obliczam naprężenia zastępcze
MgD=	258,4
MgE=	686,1					306,8	MZD=	306,8
Ms=	191						MZE=	686,1
			686,1
		Dla łożysk moment gnący nie występuje Mg=				0
		Minimalne średnice wałka dla obciążeń złożonych:
		Pod koło zębate D:
		Na wałek dobieram stal do nawęglania:
		16HG					stal	16HG
MZD=	306,8
MZE=	686,1			21,5	dobieram	30	DD=	30
kgj[MPa]=	310	Pod koło C:
				28,1	dobieram	36	DE=	36
			WAŁEK -IV-
		Obliczam siły działające na koło F
		-obwodową					PFo=	6700,9
N[kW]=	16				6700,9	[N]
wIV[1/s]=	41,89
dpF=	114	-promieniową
					2438,9281427944	[N]	PFr=	2438,9281427944
PFo=	6700,9	Obliczam długość wałka
an[o]=	20
		-szerokość łożyska 1
			B1=	24	[mm]
		-odstęp pomiędzy łożyskiem 1 a kołem zębatym F
			L1=	86	[mm]	128
		-szerokość wieńca zębatego koła F				43,5
			bF=	60	[mm]
		-odstęp pomiędzy łożyskiem 2 a kołem zębatym F
			L2=	6,5	[mm]
		-szerokość łożyska 2
			B2=	14	[mm]	0
		-długość wałka pod sprzęgło				128
			L3=	50	[mm]	171,5
L1=	86	Zakładam rozstaw między łożyskiem 1 a kołem F:
L2=	6,5				128		a[mm]=	128
L3=	50	Odległość między łożyskiem 2, a osią koła F:					b[mm]=	43,5
					43,5
		Długość wałka między osiami łożysk:
				171,5			Lc=	171,5
		Obliczam reakcję łożysk w płaszczyźnie
a[mm]=	128	-pionowej
b[mm]=	43,5
					5001,3	[N]	R2V=	5001,3
R2V=	5001,3						R1V=	1699,6
R1V=	1699,6				1699,6	[N]
PFo=	6700,9
		-poziomej
					1820,3		R2H=	1820,3
							R1H=	618,628142794395
		Obliczam momenty gnące działające na wałek:
		- w płaszczyźnie pionowej
					Mg1H=	0
R1V=	1699,6					233	MgFV=	233
a[mm]=	128				Mg2H=	0
PEo=	0	- w płaszczyźnie poziomej
				Mg1H=	0
R1H=	618,628142794395				79,2		MgFH=	79,2
				Mg2H=	0
		Obliczam moment skręcający na wałku
		Dla łożyska 1:		Ms1=	0
N[kW]=	16
wIV[1/s]=	41,89		MsF=		382		Ms=	382
					382
				Ms2=	382
		Obliczam rzeczywisty moment zginający wałki
MgFV=	233
MgFH=	79,2					246,1	MgF=	246,1
		Dla łożysk moment gnący nie występuje Mg=				0
						0
		Korzystając z teorii Hubera wytrzymałości materiałów
		obliczam naprężenia zastępcze
MgF=	246,1					412,3	MZF=	412,3
Ms=	382	Dla łożysk moment gnący nie występuje Mg=				0
		Dla łożyska ł2 moment zastępczy jest równy momentowi
		skręcającemu:
			382
		Minimalne średnice wałka dla obciążeń złożonych:					Ms=	382
		Na wałek dobieram stal do nawęglania:
		16HG
		Pod koło zębate z warunku na zginanie:
MZF=	412,3
Ms=	382
				23,7	dobieram	35	Df=	35
dla stali	16HG
Kt[MPa]=	200	Pod łożysko ł2 z warunku na skręcanie:
kgj[MPa]=	310
				33,7	dobieram	35	Dł2=	35
trwałość				V. Obliczam łożyska.
LH=	10000	Korzystam ze wzoru z katalogu łożysk tocznych rolkowych:
RI1=	1553,92547636451
RI2=	558,213980148416				19145,8790481198	N
RII1=	2863,97276523364
RII2=	1591,03896872453			CI2=	6877,74124914606	N
RIII1=	3975,56461398881			CII1=	25379,1826551383	N
RIII2=	6210,80872350775			CII2=	14099,0407062787	N
RIV1=	1808,68486449609			CIII1=	25337,9332411765	N
RIV2=	5322,26397128139			CIII2=	39584,077254391	N
nI[1/min]=	7200			CIV1=	9363,24261743363	N
	7200			CIV2=	27552,4221025742	N
nII[1/min]=	2400	Z katalogu łożysk na podstawie dopuszczalnych obciążeń
	2400	dynamicznych dobieram łożyska:
nIII[1/min]=	800		wymiary:	d[mm]	D[mm]	B[mm]
	800	łI1=	30204A	20	47	14
nIV[1/min]=	400	łI2=	30204A	20	47	14
	400	łII1=	30204A	20	47	14
		łII2=	30204A	20	47	14
		łIII1=	NU2305	25	62	24
		łIII2=	NU2306	25	62	24
		łIV1=	NU204	20	47	14
		łIV2=	NJ2207	35	72	23
		Odległości między osiami kół:			łożysk 1	łożysk 2
			II-III=	76	54,5	54,5
			III-IV=	85,5	54,5	67
		Pod koła i sprzęgła dobieram następujące średnice:
				wymiary:	t1	b
MI[Nm]=	21,22	sprzęgło wejściowe=		20	3,5	6
MII[Nm]=	63,66		koło B=	28	4	8
			koło C=	34	5	10
			koło D=	30	5	10
	63,66		koło E=	36	5	10
MIII[Nm]=	190,98		koło F=	35	5	10
	190,98	sprzęgło wyjściowe=		35	5	10
MIV[Nm]=	381,95	~koło A - wykonane razem z wałkiem.
		Obliczam siły ścinające wpusty:
Dla stali st7				2122	N
Pdop[MPa]=	140
			FB=	4547,14285714286	N
			FC=	3744,70588235294	N
			FD=	12732	N
			FE=	10610	N
			FF=	21825,7142857143	N
			Fwy=	21825,7142857143	N
		Obliczam długości wpustów z nacisków powierzchniowych
				10	dobieram	20
			lB=	16	dobieram	20
			lC=	15	dobieram	40
N[kW]=	16		lD=	28	dobieram	40
ir2=	0,333333333333333		lE=	25	dobieram	46
ir3=	0,5		lF=	41	dobieram	46
			lwy=	41	dobieram	46
		V. Obliczam przekładnię na zagrzanie
		Wyznaczam moc tarcia dla kół stożkowych wg [XI-17]
zC=	19
zE=	19			0,1339	[kW]
				0,1604	[kW]
				0,1805	[kW]
					0,4748	[kW]
		Zatem współczynnik pewności na zagrzanie:
				0,935	<1

---

Sheet 3: Makro1

	Makro2 (o)	indeksgorny (O)
#NAME?	#NAME?	#NAME?
#NAME?	#NAME?	#NAME?
#NAME?	#NAME?
#NAME?
#NAME?