Dane:	Obliczenia:	Wyniki:
n = 960 obr/min T = 3 z = 2 w = 0,7 N=110 kW u = 4,5 KA = 1,25 n1=960obr/min T1 = 1094,3Nm u = 4,5 KA = 1,25 KVM = 1,496 KHβ = 1,08 KHα = 1,3 ZH = 2,365 ZE = 189,5 Zβ ⋅ZB ⋅Zε = 1 u = 4,5 σHP = 700 MPa KH = 2,625 ψa = 0,3 T2= 4924,2 Nm ψa = 0,3 a =450 mm a = 450 mm u = 4,5 KH = 2,625 T1 = 1094,3Nm u = 4,5 a = 450 mm ψa = 0,3 σFP = 350 MPa λ = 6 ÷ 15 b= 135 mm m = 10 mm a =450 mm z1 = 16 zęby z2 = 72 zębów b2 = 135mm m = 10 mm z1 = 16 zęby z1 = 16 zęby u = 4,5 αon = 20° β = 10° ao = 440 mm aw = 450 mm α­t = 20° 17'= 0,354 rad invαtw = 0,0254 invαt = 0,01568 z1 = 16 zęby z2 = 72 zębów z1 = 16 zęby z2 = 72 zębów m = 10 mm z1 = 16 zęby z2 = 72 zębów aw = 450 mm ao = 440 mm m = 10 mm x1+x2 = 1,167 m = 10 mm y = 1 Δy = 0,167 z1 = 16 zęby z2 = 72 zębów x1 = 0,5 x2 =0,667 m = 10 mm y = 1 Δy = 0,167 z1 = 16 zęby z2 = 72zębów x1 = 0,5 x2 = 0,667 Δy=0,167 df1=145mm df2 =708,34 mm da1=186,66mm da2 =750 mm aw = 450 mm x1 = 0,5 x2 = 0,667 αon = 20° z1 = 16 zęby z2 = 72 zębów m = 10 mm n1 = 3 n2 = 9 z1 = 16 zęby z2 = 72 zębów x1 = 0,5 x2 = 0,667 αon = 20° invαon = 0,0149 ν = 0,3 E1 = E2 = 2,06⋅10^-5 MPa αtw = 23°29' = 0,409 rad α­t = 20° = 0,349 rad βb = 10 x1+x2 = 1,167 z1 = 16 zęby z2 = 72 zębów β = 10^o T1 = 1094,3Nm T2= 4924,2 Nm dt1 = 160 mm dt2 = 720 mm u = 4,5 KH = 2,625 b1 = 145 mm b2 = 135 mm ZE = 189,86 ZH = 2,266 Zε = 0,92 Zβ = 0,992 ZB = 1 Ft1 =13678 N Ft2 = 13678 N dt1 = 160 mm dt2 = 720 mm KHHB = 300 FHHRC = 50 d1 = 160 mm SHmin = 1,1 Nk = 607,5⋅10^6 cykli NHlim = 100⋅10^6 cykli qH = 9 V = 6,5 m/s ν50 = 75 ÷ 87 mm^2/s ν100 = 12,5 mm^2/s a = 225 mm Rz1,2 = 2,5 μm V = 6,5 m/s FH^*HB = 350 σHlim =1323,16 MPa SHmin = 1,1 ZN = 0,818 ZL = 1,086 mm^2/s ZR = 1,001 ZX = 1,0 ZV = 0,976 ZW = 1,07 σH1 = 882,844 N/mm^2 σH2 = 678,468 N/mm^2 T1 = 229,2 Nm aw = 225 mm b1 = 72,5 mm N = 18 kW n = 750 obr/min d1 = 160 mm P1 = 3048,9 N l = 108,5 mm Re = 800 MPa Rm = 1000 MPa X = 4 kgo = 105 MPa ksj = 115 MPa α = 0,456 Mg = 82,7 Nm Ms = 229,2 Nm Mgmax = 82,7 Nm MredI = 229,2 Nm MredII = 250,225 Nm MredII = 271,25 Nm MredIV = 292,275 Nm MredV = 208,63 Nm MredVI = 124,99 Nm MredVII = 41,35 Nm ksj = 115 MPa dI­ = 30 mm dII = 36 mm dIII = 42 mm dIV = 48 mm dV = 40 mm l1 = 23 mm l2 = 8 mm l3 = 70 mm l4 = 8 mm l5 = 23 mm E = 2,05⋅10^5 MPa I = 39,76⋅10^3 mm^4 P = 3048,9 N E = 2,05⋅10^5 MPa I = 39,76⋅10^3 mm^4 P = 3048,9 N mn = 5 mm nI = 750 obr/min E = 2,05⋅10^5 MPa ν = 0,3 d = 40 mm GI = 93,5 N DI = 160 mm QI =30,5 Io = 251,33⋅10^3 mm^4 G = 28846,15 MPa MsI = 229,2 Nm u = 1,8 P2 = 3048,9 N kgo = 105 MPa ksj = 115 MPa MsII = 412,56 Nm Mgmax = 82,7 Nm MredI = 41,35 Nm MredI = 41,35 Nm MredII = 177,72 Nm MredIII = 314,1 Nm MredIV = 450,45 Nm MredV = 437,8 Nm MredVI = 425,2 Nm MredVII = 412,56 Nm dI = 65 mm dII = 76 mm dIII = d­IV = dV 70 mm dVI = 60 mm dVII = 55 mm l1 = 29 mm l2 = 7 mm l3 = 65 mm l4 = 10 mm l5 = 23 mm P = 3048,9 N lredII = 71,6 mm dmin = 55 mm lredII = 71,6 mm lredII = 71,6 mm I = 449,18⋅10^3 mm^4 P = 3048,9 N E = 2,05⋅10^5 MPa E = 2,05⋅10^5 MPa ν = 0,3 d = 55 mm Io = 898,36⋅10^3 mm^4 lredII = 71,6 mm QII = 107,162⋅10^-3 T = 3 lata z = 3 zmiany w = 0,6 n = 750 obr/min q = 3	Obliczenie ekwiwalentnej liczby cykli: Nk = 60⋅n⋅τc gdzie: n - obroty, τc - całkowity czas pracy przekładni: τc = 2500⋅T⋅z⋅w gdzie: T - lata pracy, z - liczba zmian, w - współczynnik wykorzystania czasu pracy. czyli: Nk = 60⋅960⋅2500⋅3⋅2⋅0,7 = 604,8⋅10^6 cykli Czyli mamy do czynienia z przekładnią zamkniętą i czynnikiem decydującym o kryterium zniszczenia przekładni jest zmęczeniowe zniszczenie powierzchni zębów: Obliczenie momentu obrotowego na kołach: T2 = T1⋅u czyli: T2 = 1094,3*4,5 = 4924,2 Nm Obliczenia wstępne: Obliczenia wstępne średnicy zębnika d1 i odległości osi a: Wytrzymałościowa odległość osi: gdzie: ZH - wsp. geometrii zarysu, ZE - wsp. sprężystości materiału kół, Zε - wsp. stopnia pokrycia, Zβ - wsp. pochylenia linii zęba, ZB - wsp. zmiany krzywizny powierzchni styku, KH - wsp. obciążenia zewnętrznego, ψa - względna szerokość przekładni odniesiona do odległości osi. wstępnie przyjmuję Zβ ⋅ZB ⋅Zε = 1, dla zębów o kącie przyporu αo = 20° przyjmuję wstępnie ZH = 2,365 [1]; zakładając wykonanie zębnika i koła zębatego ze stali, przyjmuję ZE = 189,5 , dla przekładni ogólnego zastosowania z kołami hartowanymi ψa = 0,25 ÷ 0,315, KH ≈ KA⋅KVM⋅KHβ⋅KHα gdzie: KA - wsp. Przeciążenia, uwzględniając obciążenia dynamiczne powstające poza zazębieniem, KVM - wsp. Nadwyżek dynam. powstających w zazębieniu wg Merita, KHβ - wsp. Uwzględniający rozkład nacisków wzdłuż szerokości zazębienia KHα - wsp. Uwzględniający rozkład nacisków wzdłuż odcinka przyporu, wstępnie dla kół o zębach skośnych przyjmuję KHα = 1,3 zatem: KHβ = f (ψd), gdzie: ψd - względna szerokość przekładni, Dla ψd = 0,825 z wykresu [1] odczytuję KHβ ≈ 1,08 KH ≈ KA⋅KVM⋅KHβ⋅KHα Zatem: KH = 1,25⋅1,496⋅1,08⋅1,3 = 2,625 Dobór materiałów na koła: Przyjmuję wykonanie zębnika ze stali 40H (twardość 400 HB, Rm = 1000 MPa, Re = 800 MPa), natomiast koła zębatego ze stali 45 (twardość 240 HB, Rm = 610 MPa, Re = 360 MPa) Ponadto, wg tab. 3,2dobieram dla materiałów kół: σHP = 700 MPa σFP = 350 MPa Zatem wytrzymałościowa odległość osi: 417,24mm Przyjmuję najbliższy normalny rozstaw osi równy aw = 450 mm Szerokość wieńca: b = ψa⋅a = 0,3⋅450 = 135 mm Średnica podziałowa zębnika z1: zatem: Wstępne obliczenie modułu m: Moduł obliczamy z warunku na zginanie u podstawy zęba: gdzie: Ft - nominalna siła obwodowa działająca na okręgu podziałowym w przekroju czołowym, YF - współczynnik kształtu zęba, Mając już wstępnie przyjętą odległość osi, powyższy wzór możemy przekształcić do postaci: gdzie: KF - wsp. obciążenia zewnętrznego dla zginania, przyjmuję K­F = KH = 2,625 zatem: Z warunków technologii budowy moduł m przekładni przyjmuje się: (z1+z2) = 100 zatem przyznanej odległości osi: Z warunków eksploatacyjnych przyjmuje się: Z warunków geometrii konstrukcji przyjmuje się dla względnej długości zęba : Przyjmuję wartość normalną modułu: m = 10 mm Wartości przyjęte do dalszych obliczeń w tym sprawdzających: Liczba zębów zębnika: Przyjmuję całkowitą ilość zębów z1 = 16zęby Liczba zębów koła z2: z2 = z1⋅u = 16⋅4,5 = 72 Przyjmuję całkowitą ilość zębów z2 = 72 zębów Przełożenie rzeczywiste: Błąd przełożenia: Szerokość koła biernego: Szerokość koła z2 wynosi b2 = 135mm, natomiast szerokość zębnika ze względów montażowych przyjmuję: b1 ≈ b2+m = 135+10= 145mm Średnica koła podziałowego zębnika: d1 = m⋅z1 = 10⋅16= 160 mm Średnica koła podziałowego koła biernego: d2 = m⋅z2 = 10⋅72= 720 mm Geometryczna odległość osi: Ponieważ istnieje różnica pomiędzy podstawową (geometryczną) a rzeczywistą odległością osi (ao ≠ aw), wobec tego stosuję przesunięcie (korekcję) uzębienia. Przeprowadzenie korekcji uzębienia: Określenie sumy współczynników przesunięcia w płaszczyźnie czołowej: ⋅ gdzie: - kąt przyporu na średnicy podziałowej αon = 20°, natomiast β = 10° dla zębów skośnych, czyli: czyli: invαt = tgαt - αt = tg20°17' - 0,354 = 0,01568 - kąt przyporu na okręgu tocznym w płaszczyźnie czołowej czyli: zatem: invαtw = tgαtw - αtw = tg23°29' - 0,409 = 0,0254 zatem suma współczynników przesunięcia w płaszczyźnie czołowej wynosi: Wobec faktu, że wartość współczynników przesunięcia jest Σx>1 przyjmuję wykonanie podziału według przesunięcia x1=0,5 x2=Σx-x1=1,167-0,5=0,667 Wielkości potrzebne do obliczeń sprawdzających, wykonawstwa : Średnice kół podziałowych: d1 = m⋅z1 = 16⋅10 = 160 mm d2 = m⋅z2 = 72⋅10= 720 mm Podziałka średnicowa: p = π⋅m = π⋅10 = 31,415 mm Średnice kół tocznych: Współczynnik skrócenia zęba: Średnica kół głów (przy y = 1 i Δy = 0,167): da1,2 = m⋅[z1,2 + 2⋅(y + x1,2 - Δy)] da1=10[16+2⋅(1+0,5-0,167)]=186,66mm da2=10[72+2⋅(1+0,667-0,167)]=750mm Średnica kół stóp: df1,2 = m⋅[z1,2 - 2⋅(y - x1,2 + 0,25)] czyli: df1 = 145 mm oraz df2 = 708,34mm Wysokości stóp zębów: hf1,2 = m⋅(y - x1,2 + 0,25) czyli: hf1 = 7,5 mm oraz hf2 = 5,83 mm Wysokości głów zębów: ha1,2 = m⋅(y + x1,2 - Δy) czyli: ha1 = 13,33 mm oraz ha2 = 15 mm Rzeczywisty luz promieniowy: czyli: Liczba n zębów do pomiaru grubości zęba: czyli: n1 = 2,16 , natomiast n2 = 8,345 Zatem przyjmuję n1 = 3 oraz n2 = 9 zębów Obliczenie długości W wzdłuż normalnej przy pomiarze przez n zębów: W = m⋅cos α⋅[(n1,2 - 0,5)⋅π + z1,2⋅inv α] + 2⋅x1,2⋅m⋅sin α zatem: W1 = 79,43 mm, natomiast W2 = 265,44 mm Obliczenia sprawdzające: Z warunku na rzeczywiste naprężenia stykowe mamy: gdzie: czyli: ZE - wsp. sprężystości materiału kół: gdzie: Współczynnik sprężystości materiału kół ν = 0,3 Moduł Younga E1 = E2 = 2,06⋅10^-5 MPa czyli: ZH - wsp. geometrii zarysu: czyli: Zε - wsp. stopnia pokrycia: Dla przyjmuję : Zε =0,823 Zβ - wsp. pochylenia linii zęba: ZB - wsp. zmiany krzywizny powierzchni styku - dla przełożenia u < 3,5 przyjmuję ZB = 1. Ft - nominalna siła działająca na okręgu podziałowym w płaszczyźnie czołowej: czyli mamy: , natomiast Zatem mamy: dla zębnika σH1 = 540,0 N/mm^2 dla koła z2: σH2 = 263,82N/mm^2 Dopuszczalne naprężenia na naciski stykowe: Granica wytrzymałości zmęczeniowej na naprężenia stykowe powierzchni zęba dla obu materiałów kół wynoszą: gdzie dla FHHRC = 50 i KHHB = 300 wg [1]: wytrzymałość zmęczeniowa trwała σ^oHlim: σ^oHlim = 17⋅FHHRC + 270 = 17⋅50 + 270 = 1120 MPa grubość warstwy utwardzonej: ht = 0,2⋅m = 1 mm wymagana grubość warstwy utwardzonej: czyli: Rzeczywisty minimalny współczynnik bezpieczeństwa przyjmuję SHmin = 1,1. ZN - współczynnik trwałości: Dla materiału kół przyjmuję wg [1] bazową liczbę cykli NHlim = 100⋅10^6 cykli. Wykładnik nachylenia krzywej Wöhlera przyjmuję qH = 9. zatem: ZL - współczynnik smarowania: Wg [5] dla prędkości V = 6,5 m/s przyjmuję z [1] olej do przekładni przemysłowych Transol 75, dla którego lepkość kinematyczna ν50 = 75 ÷ 87 mm^2/s i ν100 = 12,5 mm^2/s, czyli: ZR - wsp. uwzględniający wpływ chropowatości: gdzie: Rz1,2 - średnie wartości chropowatości zębów; przyjmuję wykonanie zębów z chropowatością Ra1,2 = 0,63 μm ⇒ Rz1,2 = 2,5 μm, czyli: ZV - współczynnik prędkości: ZW - współczynnik wzmocnienia powierzchniowego: Dla wg [1] (twardość powierzchni zęba koła słabszego - z2) mamy: ZX - współczynnik wielkości zębów - wg [1] dla modułu m < 10 przyjmuję ZX = 1,0 Czyli dopuszczalne naprężenia na naciski stykowe: σHP = 1117 MPa Czyli: σH1 = 882,844 < σHP = 1117 MPa σH2 = 678,468 < σHP = 1117 MPa A zatem warunek jest spełniony. Założenia: produkcja seryjna; praca bez rewersji obrotów; Obliczenia wałów: Schemat obciążenia: Wstępne określenie długości wału: odległość koła od wewnętrznej ścianki reduktora: δ = (0,025⋅aw + 1) δ = (0,025⋅225 + 1) = 6,625 mm Ale grubość ścianki δ ≥ 8 mm, zatem przyjmuję odległość koła od ścianki δ = 8 mm. długość wału przy wstępnym założeniu szerokości łożysk B = 20 mm: l = b1 + 2⋅δ + B l = 72,5 + 2⋅8 + 20 = 108,5 mm Wyznaczenie obciążeń i wymiarów wału I: moment skręcający na wale I: siła obwodowa na kole z1: reakcje w łożyskach: Przyjmuję materiał wałka - stal 40H, dla której: Rm = 1000 MPa Re = 800 MPa Przyjmuję wykonanie obróbki cieplnej: hartowanie: 850^oC - olej; odpuszczanie: 500^oC - olej lub woda; Przyjmuję współczynnik bezpieczeństwa X = 4, czyli będziemy mieli: współczynnik redukcyjny naprężeń: moment zastępczy (dla dominujących naprężeń stycznych): MredIV = 292,275 Nm Na końcu wału, gdzie wykresy momentów wskazują 0, przyjmuję moment zginający w łożyskach równy: wartości pozostałych momentów zostaną odczytane z wykresu poprzez interpolację liniową: MredI = 229,2 Nm MredII = 250,225 Nm MredII = 271,25 Nm MredV = 208,63 Nm MredVI = 124,99 Nm obliczenie średnic wału w przekrojach I ÷ VII: Ze względu na wykonanie wpustów oraz uwzględniając nieprzewidziane obciążenia, zwiększam otrzymane wyniki o 30%, uzyskując: dI = 28,145 mm dII = 28,977 mm dIII = 29,77 mm dIV =30,524 mm dV = 27,274 mm dVI = 23,01 mm dVII = 15,9 mm obliczenie długości zredukowanej - średnice i długości odczytujemy z wykresu: lredI = 53,57 mm obliczenie kąta obrotu dla zadanego sposobu podparcia, obliczonej długości zredukowanej oraz minimalnej średnicy: E = 2,05⋅10^5 MPa - moduł Younga dopuszczalny kąt obrotu dla wałów maszynowych wynosi: ϕdop = (0,25 ÷ 2)°/mb = (0,00436 ÷ 0,0349)rad zatem: ϕA < ϕdop obliczenie strzałki ugięcia w podporach: f = 1,198⋅10^-3 mm obliczenie wartości dopuszczalnej strzałki ugięcia: fdop = (0,005 ÷ 0,01) ⋅mn fdop = (0,005 ÷ 0,01) ⋅5 fdop = (0,025 ÷ 0,05) mm zatem: f < fdop obliczenie obrotów krytycznych wału I: 1,3nkryt ≤ nI ≤ gdzie: - moduł Kirchoffa biegunowy moment bezwładności: ciężar zębnika: GI = 9,35 kg = 93,5 N zatem mamy: QI = 30,499⋅10^-6 czyli: nkryt = 20115,3 obr/min Czyli wał I przy obrotach 750 obr/min nie jest narażony na pracę przy częstotliwościach rezonansowych. Wyznaczenie obciążeń i wymiarów wału II: Siły działające na ten wał są identyczne jak na wał I, inny jest tylko moment skręcający: moment skręcający na wale II: MsII = MsI⋅u MsII = 229,2⋅1,8 = 412,56 Nm siła obwodowa na kole z2 jest równa sile na kole z1,czyli P2 = 3048,9 N reakcje w łożyskach: Przyjmuję materiał wału II taki sam jak na wał I, czyli będzie się on charakteryzował takimi samymi własnościami: moment zastępczy (dla dominujących naprężeń stycznych): MredIV = 450,45 Nm Na końcu wału, gdzie wykresy momentów wskazują 0, przyjmuję moment zginający w łożyskach równy: wartości pozostałych momentów zostaną odczytane z wykresu poprzez interpolację liniową: MredI = 41,35 Nm MredII = 177,72 Nm MredIII = 314,1 Nm MredIV = 450,45 Nm MredV = 437,8 Nm MredVI = 425,2 Nm MredVII = 412,56 Nm obliczenie średnic wału w przekrojach I ÷ VII, średnice są zwiększane dodatkowo o 30% ze względu na nieprzewidziane obciążenia oraz wykonanie rowków wpustowych: obliczenie długości zredukowanej: Z wykresu mamy średnice: dI = 65 mm dII = 76 mm dIII = d­IV = dV 70 mm dVI = 60 mm dVII = 55 mm odpowiednio na długościach: l1 = 29 mm l2 = 7 mm l3 = 65 mm l4 = 10 mm l5 = 23 mm lredII = 71,6 mm obliczenie kąta obrotu dla zadanego sposobu podparcia, obliczonej długości zredukowanej oraz minimalnej średnicy: E = 2,05⋅10^5 MPa - moduł Younga dopuszczalny kąt obrotu dla wałów maszynowych wynosi: ϕdop = (0,25 ÷ 2)°/mb = (0,00436 ÷ 0,0349)rad zatem: ϕA < ϕdop obliczenie strzałki ugięcia w podporach: f = 0,253⋅10^-3 mm obliczenie wartości dopuszczalnej strzałki ugięcia: fdop = (0,005 ÷ 0,01) ⋅mn fdop = (0,005 ÷ 0,01) ⋅5 fdop = (0,025 ÷ 0,05) mm zatem: f < fdop obliczenie obrotów krytycznych wału II: 1,3nkryt ≤ nII ≤ gdzie: - moduł Kirchoffa biegunowy moment bezwładności: ciężar koła zębatego: GII = 16,27 kg = 162,7 N zatem mamy: QII = 107,162⋅10^-3 czyli: nkryt = 554962,45 obr/min Czyli wał II przy obrotach 416,67 obr/min nie jest narażony na pracę przy częstotliwościach rezonansowych. Obliczenie łożysk: Obliczenie łożysk na wale I: Zliczona ilość godzin pracy: Lh = ilość lat × ilość zmian × 2500×w gdzie: w - stopień wykorzystania czyli: Lh = 3⋅3⋅2500⋅0,6 = 13500 h Wymagany czas pracy łożyska: q = 3 - zakładam zastosowanie łożysk kulkowych Obciążenie zastępcze wypadkowe: Pmax = V⋅X⋅Ppmax + Y⋅Pwmax V = 1 - dla nieruchomego wału; Ppmax = 3048,9 N; Pwmax = 0; X =1; Y = 0; czyli: Pmax = 1⋅1⋅3048,9 = 3048,9 N Obliczenie nośności dynamicznej: widmo obciążenia:	Nk = 604,8⋅10^6 cykli T1 = 1094,3Nm T2= 4924,2 Nm Zβ ⋅ZB ⋅Zε = 1 ZH = 2,365 ZE = 189,5 ψa = 0,3 KHα = 1,3 V = 7,5m/s KVM = 1,496 ψd = 0,825 KHβ = 1,08 KH = 2,625 aw = 450 mm b= 135 mm d1 =163,36mm m = 10 mm uw =4,5 u = 0% b1 = 145mm d1 = 160 mm d2 =720 mm ao = 440 mm α­t = 20°17' = 0,354 rad invαt = 0,01568 invαtw = 0,0254 x1+x2 = 1,167 x1 = 0,5 x2 = 0,667 d1 = 160 mm d2 = 720 mm dw1 =163,64mm dw2 = 736,36 mm Δy =0,167 da1=186,66mm da2 =750 mm df1=145mm df2 =708,34 mm hf1 = 7,5 mm hf2 = 5,83 mm ha1 = 13,33 mm ha2 =15 mm cw = 2,5 n1 = 3 n2 = 9 W1=79,43 mm W2=265,44 mm ZE = 189,86 ZH = 2,266 Zε = 0,992 Zβ = 1 ZB = 1 Ft1 =13678,75N Ft2 =13678,33N σH1 = 882,844 N/mm^2 σH2 = 678,468 N/mm^2 σ^oHlim =1120 MPa ht = 1 mm htmin = 0,688 mm σHlim =1323,16 MPa ZN = 0,818 ZL = 1,086 mm^2/s ZR = 1,001 ZV = 0,976 ZW = 1,07 ZX = 1,0 σHP = 1117 MPa δ = 8 mm l = 108,5 mm P1 = 3048,9 N Mgmax = 82,5 Nm kgo = 105 MPa ksj = 115 MPa α = 0,456 MredI = 229,2 Nm MredII = 250,225 Nm MredII = 271,25 Nm MredV = 208,63 Nm MredVI = 124,99 Nm dI = 21,65 mm dII = 22,29 mm dIII = 22,9 mm dIV = 23,48 mm dV = 20,98 mm dVI = 17,7 mm dVII = 12,23 mm dI = 28,145 mm dII = 28,977 mm dIII = 29,77 mm dIV =30,524 mm dV = 27,274 mm dVI = 23,01 mm dVII = 15,9 mm lredI = 53,57 mm E = 2,05⋅10^5 MPa I = 39,76⋅10^3 mm^4 ϕA = 67,09⋅10^-6 rad ϕdop= (0,00436 ÷ 0,0349)rad f = 1,198⋅10^-3 mm fdop = (0,025 ÷ 0,05) mm G = 28846,15 MPa Io = 251,33⋅10^3 mm^4 QI =30,5 nkryt = 20115,3 obr/min MsII = 412,56 Nm P2 = 3048,9 N α = 0,456 MredIV = 450,45 Nm MredI = 41,35 Nm MredI = 41,35 Nm MredII = 177,72 Nm MredIII = 314,1 Nm MredIV = 450,45 Nm MredV = 437,8 Nm MredVI = 425,2 Nm MredVII = 412,56 Nm dI = 15,9 mm dII = 25,86 mm dIII = 31,26 mm dIV = 35,26 mm dV = 34,9 mm dVI = 35,3 mm dVII = 34,24 mm lredII = 71,6 mm I = 449,18⋅10^3 mm^4 ϕA = 20,7⋅10^-6 rad ϕdop = (0,00436 ÷ 0,0349)rad f = 0,253⋅10^-3 mm G = 28846,15 MPa Io = 898,36⋅10^3 mm^4 GII = 162,7 N QII = 107,162⋅10^-3 nkryt = 554962,45 obr/min Lh = 13500 h q = 3 V = 1 Pmax = 3048,9 N

13

Akademia Górniczo - Hutnicza w Krakowie

---