Krzysztof Czyż

III MZZ gr1

PROJEKT

REDUKTORA

Dane	Obliczenia	Wyniki
P = 35 kW K = 1,25 n1=850obr./min. n2=425 obr./min nL = 4 nZ = 2 Krok = 0,7 Kdoba = 0,8 TI = T = 393,2 TII = 442,4 TIII = T1 =491,5 NHlim1 = 40·10^6 NHlim2 = 33·10^6 NHeq1=447,3·10^6 NHeq2=238,6·10^6 HB1 = 350 HB2 = 340 σHlim1 = 770Mpa σHlim2 =750 Mpa ZN1(2) = 1 σH1 = 630 MPa σH2 = 614 MPa n1=850obr./min. n2=425 obr./min Lh = 13 000 h C = 1 HB1 = 350 HB2 = 340 YN1(2) = 1 σFlim1=612,5MPa σFlim2 = 595 MPa Re1 = 460 MPa Re2 = 410 MPa Re1 = 460 MPa Re2 = 410 MPa σHP = 614 Mpa ď1 = 129 mm ď1 = 129 mm mn = 6 i = 2 mn = 6 Z1 = 22 Z2 = 44 аw = 200 mm аw0= 198 mm Z1 = 22 Z2 = 44 Bp = 0,0103 аw = 200 mm аw0= 198 mm Z1 = 22 Z2 = 44 mn = 6 X1 = 0,2266 X2 = 0,1133 d1 = 132 mm d2 = 264 mm Z1 = 22 Z2 = 44 T1 = 491,5 dw1 = 133 mm V = 5,91 m/s аw = 200 mm i = 2 Ft = 7,4 kN KHβ =1,08 b2 = 155 mm WHV =21,23 N/mm KA = 1,35 V = 5,91 m/s q0 = 59,82 Ft = 7,4 kN b2 = 155 mm WFV=56,56 N/mm Ft = 7,4 kN b2 = 155 mm X1 = 0,2266 X2 = 0,1133 dw1 = 133 mm	Dobór materiałów kół zębatych i obliczanie naprężeń dopuszczalnych PARAMETRY ZADANE: Przełożenie i = 2 Liczba obrotów n1 = 850 obr./min. n2 = n1/i n2 = 425 obr./min 3. Liczba lat pracy: nL = 4 -ilość zmian nZ = 2 -współczynnik wykorzystania napędu: Krok = 0,7 Kdoba = 0,8 4 . Zmiana obciążenia w czasie (rys.1.5.1.1) tk/Lh (∑[tk/Lh]=1) Tk/T1 (Tk/T1≤1) moment obrotowy T = 9550•P/n1 T = 393,2 moment obrotowy z uwzględnieniem współczynnika przeciążenia K = 1,25 T1 = K • T T1 = 491,5 przyjmuję: TI = T = 393,2 t1 = 0,4 Lh TII = 442,4 t2 = 0,3 Lh TIII = T1 =491,5 t3 = 0,3 Lh 5. Zmiana kierunku obracania - jest DOBÓR MATERIAŁU: Materiał zębnika i koła zębatego. Umowa dobierania HB1 = HB2 + (10÷20) materiał zębnika; stal 55, ulepszona cieplnie HB1 = 350 Rm1 =850 MPa Re1 =460 Mpa materiał koła zębatego; stal 45, ulepszona cieplnie HB2 = 340 Rm2 =750 MPa Re2 =410 Mpa DOPUSZCZALNE NAPRĘŻENIA STYKOWE Podstawa próby zmęczeniowej (bazowa liczba cykli) Dla zębnika NHlim1 i koła zębatego NHlim2 NHlim1(2) = f(HB1(2)) NHlim1 = 40·10^6 NHlim2 = 36·10^6 Równoważna liczba cykli obciążenia NHeq1(2) = 60 · n1(2) · Lh· C· KHeq Lh = nL · 365· nZ · 8 · Krok · Kdoba Lh =13 000 h C = 1 liczba zazębień zęba (ze schematu napędu rys. 1.5.1.5) KHeq = ∑[(Tk /T1 )^0,5 mH (tk /Lh ) k = (I,II,III...) - rys. 1.5.1.1 KHeq = 0,72 mH = 6 współczynnik kierunkowy pochylonego odcinka na wykresie Wőhlera NHeq1 = 447,4·10^6 NHeq2 = 238,7·10^6 Współczynnik trwałości pracy ZN1(2) = ^mH √(NHlim1(2) / NHeq1(2) ) (1≤ ZN ≤2,6) (dla NHlim1(2) ≤ NHeq1(2) ZN1(2) = 1 ) ZN1(2) = 1 Naprężenia krytyczne przy bazowej liczbie cykli σHlim1(2) = f(HB1(2)) [MPa] (tabl. 1.5.1.3) σHlim1(2) = 2HB + 70 σHlim1 = 770 MPa σHlim2 = 750 MPa Dopuszczalne naprężenia stykowe σH1(2) = 0,9· σHlim1(2) ·ZN1(2) / SH [MPa] SH = 1,1 -współczynnik bezpieczeństwa w przypadk ulepszania σH1 = 630 MPa σH2 = 614 MPa Obliczeniowe dopuszczalne naprężenia stykowe σHP = σH1(2) min [MPa] σHP = 614 Mpa DOPUSZCZALNE NAPRĘŻENIA NA ZGINANIE Podstawa próby zmęczeniowej NFlim1 = 40·10^6 Równoważna (ekwiwalentna) liczba cykli NFeq1(2) = 60· n1(2) · Lh· C· KFeq KFeq = ∑[(Tk /T1 )^mF (tk /Lh ) k = (I,II,III...) (mF = 6 dla HB ≤ 350) KFeq = 0,56 NFeq1= 371·10^6 NFeq2 = 186·10^6 Współczynnik trwałości YN1(2) = ^mF √(NFlim1(2) / NFeq1(2) ) (1≤ YN ≤2,0) - dla HB ≤ 350 (dla NFlim1(2) ≤ NFeq1(2) YN1(2) = 1 ) YN1(2) = 1 Naprężenia krytyczne ΣFlim1(2) = f(HB1(2)) [MPa] (tabl. 1.5.1.3) σFlim1(2) = 1,75·HB σFlim1 = 612,5 Mpa σFlim2 = 595 Mpa Dopuszczalne naprężenia na zginanie ΣFP1(2) = 0,4 ·σFlim1(2) · YN1(2) · YA [MPa] YA = 0,7 - współczynnik uwzględniający wpływ Dwustronnego przekładania obciążenia na ząb dla przekładni ze zmianą kierunku obracania (0,7÷0,8) σFP1 = 171,5 Mpa σFP2 = 166,6 Mpa 4. GRANICZNE NAPRĘŻENIA DOPUSZCZALNE PRZY PRZECIĄŻENIACH - dla naprężeń stykowych σHPS , [MPa] -(tabl. 1.5.1.3) - dla naprężeń gnących σFPS , [MPa] -(tabl. 1.5.1.3) σHPS1(2) = 2,8 ·Re1(2) σHPS1 = 1288 MPa σHPS2 = 1148 Mpa σFPS1(2) = 0,8 ·Re1(2) σFPS1 = 368 Mpa σFPS2 = 328 Mpa Obliczanie średnicy zębnika i dobór innych parametrów przekładni. Średnica zębnika ď1= Kd^3√[( T1·KHβ·KA·(i + 1)·10^3)/(ψbd· σHP^2·i)] [mm] Kd= 77 MPa^1/3 - dla kół o zębach prostych ψbd = b/d1 = f(HB, rozmieszczenie kół względem łożysk) ( tabl. 1.5.2.1) ψbd = 1,2 KHβ = f(HB, rozmieszczenie kół względem łożysk, ψbd) ( rys. 1.5.2.2 a, b) KHβ =1,08 -dla schematu nr 6 i ψbd = 1,1 KA -współczynnik uwzględniający zewnętrzne obciążenie Dynamiczne ( tabl. 1.5.2.9) Warunki pracy urządzenia napędzanego - średnie Warunki obciążnia od silnika napędzającego - średnie KA = 1,35 ď1 = 129 mm 1.2 Szerokość wieńca koła zębatego b2 = b = ψbd ·ď1 Szerokość wieńca zębnika b1 = b2 + (3÷5) Zaokrągla się do liczb całkowitych [mm] b2 = b = 155 mm b1 = 160 mm 1.3 Przyjmując wstępnie Z1' = 19 m' = ď1/ Z1' m' = 6,7 → PN (tabl. 1.5.2.2) → mn = 6 1.4 Liczba zębów zębnika Z1 = ď1/ mn - liczba całkowita (Z1 ≥17) Z1 = 22 Liczba zębów koła Z2 = Z1· i Z2 = 44 Zerowa odległość osi аw0= 0,5·mn(Z1+ Z2) [mm] аw0= 198 mm → PN (tabl. 1.5.2.3) → аw = 200 mm korzystam z zazębienia korygowanego (1.5.2.1 p.A) Obliczanie geometryczne kół walcowych o zębach prostych korygowanych. A.1 Odległość osi zerowa аw0= 0,5·mn(Z1+ Z2) [mm] аw0= 198 mm A.2 Odległość osi rzeczywista аw, mm wg PN(tabl. 1.5.2.3) аw > аw0 200 mm > 198 mm A.3 Współczynnik rzeczywistej zmiany odległości osi Br = аw/аw0-1 Br = 0,01 A.4 Współczynnik pozornej zmiany odległości osi Bp = Br √(1+7·Br) ( dla α0= 20^o) Bp = 0,0103 A.5 Suma współczynników przesunięcia zębnika i koła Zębatego XΣ = 0,5·Bp(Z1+Z2) XΣ = 0,34 A.6 Wartość współczynników przesunięcia zębnika X1 i koła Zębatego X2 przyjmuje się odwrotnie proporcjonalnie do liczby zębów X1 = 0,5·Bp·Z2 X2 = 0,5·Bp·Z1 X1 = 0,2266 X2 = 0,1133 A.7 Współczynnik zbliżenia osi (współczynnik skrócenia Głowy zęba) Y = XΣ -( аw - аw0)/ mn Y = 0,01 A.8 Toczny kąt przyporu αw = arc cos[(аw0/аw)cos α0] [st.] αw = 21,8 ^o A.9 Wymiary geometryczne kół - średnice kół tocznych, [mm] dw1 = 2·аw·Z1/(Z1+Z2) dw2 = 2·аw·Z2/(Z1+Z2) dw1 = 133 mm dw2 = 267 mm - średnice kół podziałowych, [mm] d1 = mn·Z1 d2 = mn·Z2 d1 = 132 mm d2 = 264 mm - średnice podstaw zębów, [mm] df1 = d1 - 2,5·mn + 2X1·mn df2 = d2 -2,5·mn + 2X2·mn df1 = 120 mm df2 = 252 mm - średnice wierzchołków zębów, [mm] da1 = 2·aw - df2 - 2·C0·mn da2 = 2·aw -df1 - 2·C0·mn C0 = 0,25 - luz wierzchołkowy w stosunku do mn da1 = 145 mm da2 = 277 mm - średnice kół zasadniczych, [mm] db1(2) = d1(2) ·cos α0 db1 = 126 mm db2 = 251 mm Rzeczywiste przełożenie irz = Z2/Z1 irz = 2 Sprawdzanie obliczeniowych naprężeń stykowych Siła obwodowa w zazębieniu Ft = 2·T1·10^3/ dw1 [N] Ft = 7,4 kN Obwodowa prędkość kół V = π·dw1·n1/(60·103) [m/s] V = 5,91 m/s Klasa dokładności ·= f(V,β) Klasa dokładności = 8 Jednostkowa obwodowa siła dynamiczna WHV = δH·q0·V·√(aw /i) [N/mm] δH = f(HB,β) - (tabl. 1.5.2.6) δH = 0,006 q0 = f(klasa dokładności, mn) - (tabl. 1.5.2.8) q0 = 59,82 WHV = 21,23 N/mm Jednostkowa obwodowa siła obliczeniowa w strefie jej największego spiętrzenia. WH tp = Ft·KHβ·/ b2 [N/mm] WH tp = 51,5 N/mm Współczynnik międzyzębnego obciążenia dynamicznego KHV = 1 + (WHV /WH tp) KHV = 1,41 Jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa WH t = Ft·KHβ·KHV·KA/ b2 [N/mm] WH t = 98,14 N/mm Obliczeniowe naprężenia stykowe σH = ZH ZM Zε √ WH t/ dw1 (i + 1/ i) ≤ σHP [MPa] ZH = 1,77 - dla zębów prostych ZM = 275 MPa^1/2- współczynnik uwzględniający własności mechaniczne kół zębatych Zε = 1 - współczynnik przyporu dla zębów prosrych σH = 512,1 MPa Warunek σH≤σHP - - spełniony Sprawdzanie obliczeniowych naprężeń gnących. Jednostkowa obwodowa siła dynamiczna WHV = δF·q0·V·√(aw /i) [N/mm] δF = f(HB,β) - (tabl. 1.5.2.7) δF = 0,016 WFV = 56,56 N/mm Jednostkowa obwodowa siła obliczeniowa w strefie jej Największego spiętrzenia. WF tp = Ft·KFβ/ b2 [N/mm] KFβ·= 1,18 (rys. 1.5.2.2 c,d) WF tp = 56,33 N/mm Współczynnik międzyzębnego obciążenia dynamicznego KFV = 1 + (WFV /WF tp) KFV = 2 Jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa WF t = Ft·KFβ·KFV·KA/ b2 [N/mm] WF t = 152,1 N/mm Współczynnik kształtu zębów zębnika i koła zębatego. YF1(2) = f(Z1(2)eq , X1(2) ) (rys. 1.5.2.3) dla zębów prostych Z1(2)eq , = Z1(2) YF1 = 3,85 YF2 = 3,7 Obliczeniowe naprężenia gnące σF1(2) = YF1(2) ·Yβ ·WF t/ mn ≤ σFP1(2) [MPa] Yβ = 1 - współczynnik kąta pochylenia linii zęba dla zębów prostych σF1 = 97,6 MPa σF2 = 93,8 MPa Sprawdzenie wytrzymałości zębów przy przeciążeniach Według naprężeń stykowych σHGS = σH ·√ T max/ Tnom ≤ σHPS1(2) [MPa] σHGS = 539,77 MPa Według naprężeń gnących σFGS = σF1(2) · (T max/ Tnom) ≤ σFPS1(2) [MPa] σFGS1 = 108,4 Mpa σFGS2 = 104,2 Mpa Siły działające w zazębieniu. Rzeczywisty moment na wyjściowym wale T2rz = T2rz ·irz / i [Nm] T2 = 9550 K P/n2 [Nm] T2 = 983,1 T2rz = 983,1 Siły obwodowe Ft1 = 2·10^3 ·T1 /dw1 [N] Ft1 = 7,4 kN Ft2 = 2·10^3 ·T2rz /dw2 [N] Ft2 = 7,4 kN Siły promieniowe Fr1(2) = Ft1(2)·tgα/cosβ [N] (α = 20 ^o, β = 0^o) Fr1 = 2,4 kN Fr2 = 2,4 kN	n1 = 850 obr./min. n2 = 425 obr./min nL = 4 nZ = 2 Krok = 0,7 Kdoba = 0,8 TI = T = 393,2 TII = 442,4 TIII = T1 =491,5 HB1 = 350 Rm1 = 850 Mpa Re1 = 460 Mpa HB2 = 340 Rm2 =750 Mpa Re2 =410 Mpa NHlim1 = 40·10^6 NHlim2 = 33·10^6 Lh = 13 000 h C = 1 KHeq = 0,72 mH = 6 NHeq1 = 447,4·10^6 NHeq2 = 238,7·1 ZN1(2) = 1 σHlim1 = 770 MPa σHlim2 = 750 MPa SH = 1,1 σH1 = 630 MPa σH2 = 614 MPa σHP = 614 MPa NFlim1 = 40·10^6 KFeq = 0,56 NFeq1 = 371·10^6 NFeq2 = 186·10^6 YN1(2) = 1 σFlim1 = 612,5 Mpa σFlim2 = 595 MPa YA = 0,7 σFP1 = 171,5 MPa σFP2 = 166,6 MPa σHPS1 = 1288 MPa σHPS2 = 1148 MPa σFPS1 = 368 MPa σFPS2 = 328 MPa Kd= 77 MPa^1/3 ψbd = 1,2 KHβ =1,08 KA = 1,35 ď1 = 129 mm b2 = b = 155 mm b1 = 160 mm mn = 6 Z1 = 22 Z2 = 44 аw = 200 mm аw0= 198 mm Br = 0,01 Bp = 0,0103 XΣ = 0,34 X1 = 0,2266 X2 = 0,1133 Y = 0,01 dw1 = 133 mm dw2 = 267 mm d1 = 132 mm d2 = 264 mm df1 = 120 mm df2 = 252 mm da1 = 145 mm da2 = 277 mm db1 = 126 mm db2 = 251 mm irz = 2 Ft = 7,4 kN V = 5,91 m/s WHV = 21,23 N/mm WH tp =51,5 N/mm KHV = 1,41 WH t=98,14 N/mm σH = 512,1 MPa WF tp= 56,33 N/mm WF t = 152,1 N/mm YF1 = 3,85 YF2 = 3,7 σF1 = 97,6 MPa σF2 = 93,8 MPa σHGS = 539,77 MPa σFGS1 = 108,4 MPa σFGS2 = 104,2 MPa T2 = 983,1 T2rz = 983,1 Ft1 = 7,4 kN Ft2 = 7,4 kN Fr1 = 2,4 kN Fr2 = 2,4 kN
RBY = 2,8 kN RAY = 6,6 kN T1 =491,5 MgA = 180 Nm MgO1 = 306 Nm RA = 6,7 kN RB = 3 kN Dla st 6 kt = 105 MPa kd = 128 MPa b = 14 mm dC = 42 mm t1 = 5 mm Dla st 6 kt = 105 MPa kd = 128 MPa b = 14 mm dO1 = 48 mm t1 = 5,5 mm T= 983,1 Nm MgB = 1127 Nm MgO2 = 867 Nm RA = 8,6 kN RB = 15,32 kN Dla st 6 kt = 105 MPa kd = 128 MPa b = 14 mm i = 2 dC = 45 mm t1 = 5,5 mm Dla st 6 kt = 105 MPa kd = 128 MPa b = 18 mm dO2 = 62 mm t1 = 7 mm V = 5,91 m/s	WAŁ NR 1 Rozstaw podpór L = 206 mm Długość wysięgowego odcinka wału L1 = 90/ mm Punkt przykładania sił w zazębieniu L2 = 103 mm Wymiary kół dw1 = 133 mm Siły w zazębieniu obciążające wał Ft1 = 7,4 kN Fr1 = 2,4 kN Obciążenie zewnętrzne wału (sprzęgło) Fsp = (0,20÷0,30) Ft Fsp = 2 kN Materiał: stal 45, ulepszana cieplnie Obliczanie reakcji RAY i RBY w podporach A i B w płaszczyźnie YOZ ΣPiy = Fsp - RAY + Ft1 - RBY = 0 ΣMiA = Fsp· L1 - Ft1· L2 + RBY· L = 0 RBY = 2,8 kN RAY = 6,6 kN Obliczanie reakcji RAX i RBX w podporach A i B w płaszczyźnie XOZ ΣPix = RAX - Fr1 + RBX = 0 L2 = 0,5L RAX = RBX RAX = RBX = 1,2 kN Obliczanie wypadkowych reakcji RA i RB w podporach A i B RA = √RAX^2 + RAY^2 RB = √RBX^2 + RBY^2 RA = 6,7 kN RB = 3 kN Obliczanie momentów gnących w charakterystycznych Punktach wału w płaszczyźnie YOZ MgAY = Fsp· L1 MgAY = 180 Nm MgO1Y = RBY· (L -L1) MgO1Y = 280 Nm Obliczanie momentów gnących w charakterystycznych punktach wału w płaszczyźnie XOZ MgO1X = RBY· L2 MgO1X = 123 Nm Obliczanie wypadkowych momentów gnących w charakterystycznych punktach wału Mg = √ MgX ^2 + MgY ^2 MgA = 180 Nm MgO1 = 306 Nm Moment skręcający przenoszony przez wał. T = T1 =491,5 Nm Obliczanie momentów gnących zastępczych Mgz w charakterystycznych punktach wału Mg Z = √ Mg ^2 + (α·T)^2 Mg ZC = 426 Nm Mg ZA = 462 Nm Mg ZO1 = 524 Nm Mg ZB = 0 Obliczanie teoretycznej linii przekroju wału. D teor = ^3√ Mg Z /0,1kgo Dla dobranego materiału wała dopuszczalne naprężenia na obustronne zginanie wynosi kgo = Zgo/xZ , gdzie xZ =4 przy materiale 45 T: Zgo = 250 Mpa kgo = 62,5 Mpa dA = 41,9 mm dB = 0 dO1 = 43,7 mm dC = 40,8 mm Przyjmuję średnie rzeczywiste; dA = 45 mm dB = 45 mm dO1 = 48 mm dC = 42 mm DOBÓR ŁOŻYSK Zależności między żądaną trwałością, nośnością ruchową i rzeczywistym obciążeniem łożyska wynosi: L = (C/F)^p L - trwałość łożyska w mln. obrotów C - nośność ruchowa (wg katalogu) F - obciążenie zastępcze p - wykładnik potęgowy dla łożysk kulkowych, p = 3 dla wyznaczenia trwałości w godz. pracy łożyska (Lh) wzór ten przyjmuje następującą postać: C = ^3√[( Lh ·n·F^3)/16660] Obliczenia wykonywane dla większej wartości reakcji, ponieważ chcę mieć jednakowe łożyska, i stąd: F = RA = 6,7 C = 58,43 kN Dobieram łożysko stożkowe 30209 wg PN-86/M-86620 o nośności C=66 kN d = 45 mm D = 85 mm B = 18 mm Dobieram wpusty; W punkcie C Ze względu na ścinanie L ≥ 2·T/b·kt·dw L ≥ 18,57 mm Na nacisk L ≥ 2·T/kd·dw·t1 L ≥ 11,45 mm przy d = 42 mm - wpust pryzmatyczny A 12x8x36 PN-70/M-85005 W punkcie O1 Ze względu na ścinanie L ≥ 2·T/b·kt·dw L ≥ 50,28 mm Na nacisk L ≥ 2·T/kd·dw· t1 L ≥ 10,49 mm przy d = 48 mm - wpust pryzmatyczny A 14x9x56 PN-70/M-85005 Uszczelnienia wałków; Przy d = 42 mm - pierścień uszczelniający A 42x62x10 PN-72/M-86964 WAŁ NR 2 Rozstaw podpór L = 206 mm Długość wysięgowego odcinka wału L1 = 90 mm Punkt przykładania sił w zazębieniu L2 = 103 mm Wymiary kół dw2 = 267 mm Siły w zazębieniu obciążające wał Ft1 = 7,4 kN Fr1 = 2,4 kN Obciążenie zewnętrzne wału F wy; γ = 45^o F wy = 2T2/ d wy; gdzie d wy = 150 (wartość przyjęta) F wy = 13,1 kN Materiał: 40H Obliczanie reakcji RAY i RBY w podporach A i B w płaszczyźnie YOZ ΣPiy = RAY - Ft2 - RBY + F wy sin γ = 0 ΣMiA = Ft2· (L-L2) + RBY·L - F wy· sin γ = 0 RBY = 8,2 kN RAY = 7,1 kN Obliczanie reakcji RAX i RBX w podporach A i B w płaszczyźnie XOZ ΣPix = - RAX - Fr2 + RBX - F wy cos γ = 0 ΣMiA = - Fr2· (L-L2) + RBX· L + F wy· cos γ (L +L1) = 0 RAX = 4,97 kN RBX = 112,94 kN Obliczanie wypadkowych reakcji RA i RB w podporach A i B RA = √RAX^2 + RAY^2 RB = √RBX^2 + RBY^2 RA = 8,6 kN RB = 15,32 kN Obliczanie momentów gnących w charakterystycznych Punktach wału w płaszczyźnie YOZ MgBY = Fwy· cos γ L1 MgBY = 797 Nm MgO2Y = RAY·(L -L2) MgO2Y = 710 Nm Obliczanie momentów gnących w charakterystycznych Punktach wału w płaszczyźnie XOZ MgO2X = RAY ·(L-L2) MgO2X = 497 Nm MgBX = Fwy cos γ L1 MgBX = 797 Nm Obliczanie wypadkowych momentów gnących w charakterystycznych punktach wału Mg = √ MgX ^2 + MgY ^2 MgB = 1127 Nm MgO2 = 867 Nm Moment skręcający przenoszony przez wał. T = T2 = 983,1 Nm Obliczanie momentów gnących zastępczych Mgz w charakterystycznych punktach wału Mg Z = √ Mg ^2 + (α·T)^2; α = zgo/2zso ≈ √3/2 - dla zmiany kierunku obracania wału. Mg ZC = 851 Nm Mg ZB = 1412 Nm Mg ZO2 = 1215 Nm Mg ZA = 0 Obliczanie teoretycznej linii przekroju wału. D teor = ^3√ Mg Z /0,1kgo Dla dobranego materiału wała dopuszczalne naprężenia na obustronne zginanie wynosi kgo = Zgo/xZ , gdzie xZ =4 przy materiale 40H : Zgo = 600 Mpa kgo = 150 Mpa dA = 0 dB = 45,5 mm dO2 = 43,2 mm dC = 38,4 mm Przyjmuję średnie rzeczywiste; dA = 60 mm dB = 60 mm dO2 = 62 mm dC = 45 mm DOBÓR ŁOŻYSK Zgodnie ze wzorem: L = (C/F)^p L - trwałość łożyska w mln. obrotów C - nośność ruchowa (wg katalogu) F - obciążenie zastępcze p - wykładnik potęgowy dla łożysk kulkowych, p = 3 Obliczenia wykonywane dla większej wartości reakcji, ponieważ chcę mieć jednakowe łożyska, i stąd: F = RB = 15,32 kN C = 106 kN → 1N/10 = 0,1 daN → C = 10600 daN Dobieram łożysko kulkowe 6412 wg PN-85/M-86100 o nośności C = 10900 daN d = 60 mm D = 150 mm B = 35 mm Dobieram wpusty; W punkcie C Ze względu na ścinanie L ≥ 2·T/b·kt·dw·i L ≥ 25,1 mm Na nacisk L ≥ 2·T/kd·dw·i· t1 L ≥ 52,3 mm przy d = 45 mm - wpust pryzmatyczny A 14x9x56 PN-70/M-85005 W punkcie O2 Ze względu na ścinanie L ≥ 2·T/b·kt·dw L ≥ 38,96 mm Na nacisk L ≥ 2·T/kd·dw·t1 L ≥ 82,18 mm przy d = 62 mm - wpust pryzmatyczny A 18x11x90 PN-70/M-85005 Uszczelnienia wałków; Przy d = 45 mm - pierścień uszczelniający A 45x60x8 PN-72/M-86964 Dobór oleju.; Dla materiałów kół stali ulepszonej cieplnie zalecana lepkość smaru przy prędkości V = 5÷12 m/s wynosi 11 E^o. Na podstawie tabl. 6.2 (PKM- Markowski, Rejman) dobieram olej Transol 100.	RBY = 2,8 kN RAY = 6,6 kN RA = 6,7 kN RB = 3 kN MgAY = 180 Nm MgO1Y = 280 Nm MgA = 180 Nm MgO1 = 306 Nm Mg ZC = 426 Nm Mg ZA = 462 Nm Mg ZO1 = 524 Nm Mg ZB = 0 dA = 45 mm dB = 45 mm dO1 = 48 mm dC = 42 mm RBY = 8,2 kN RAY = 7,1 kN RAX = 4,97 kN RBX = 112,94 kN RA = 8,6 kN RB = 15,32 kN MgBY = 797 Nm MgO2Y = 710 Nm MgO2X = 497 Nm MgBX = 797 Nm MgB = 1127 Nm MgO2 = 867 Nm T= 983,1 Nm Mg ZC = 851 Nm Mg ZB = 1412 Nm Mg ZO2 = 1215 Nm Mg ZA = 0 dA = 60 mm dB = 60 mm dO2 = 62 mm dC = 45 mm

---