DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
Q=4100 kg v=1.4 m/s n=500 obr/min d=1500 mm g=9.81m/s^2	1.Obliczenia wstępne, w tym mocy i przełożeń. a.)Moc silnika: Pwy=(Fwy∙vwy)/1000 Fwy=4100∙g=40221 kg∙m/ s^2 Pwy=(40212∙1.4)/1000 b.)Sprawności: -przekładni pasowej: ηpp=0.95 -przekładni zębatej: ηpz=0.97 -układu łożyskowania: ηT=0.97 -układu sprzęgła: ηsp=0.98 Sprawność całkowita: ηc=0.876 c.)Moc nominalna silnika: Pobl=Pwy/ =56.31/0.876 d.)Przełożenie ogólne układu napędowego: u'o=u'1∙u'2∙u'3 - p. zębata o zębach prostych:u'1=2.5 - p. zębata o zębach skośnych:u'2=2.5 - p. pasowa:u'3=2.5 e.)Liczba obrotów wału wyjściowego: nwy=(60∙10^3∙vwy)/(3.14∙dwy) nwy=(60∙10^3∙1.4)/(3.14∙1500)=17.83 f.)Obliczeniowa liczba obrotów silnika el.: nobl= nwy∙ u'o=20∙22.5=450	Pwy=56.71 kW ηc=0.876 Pobl=64.28 kW u'0=22.5 Przyjmujemy: nwy=20obr/min Przyjmujemy; nobl=500 obr/min

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
	g.)Dobór silnika: Silnik trójfazowy indukcyjny, firmy Tamel S.A., 8-biegunowy „Sg-315 M-8”. Moc silnika: Ps=75 kW Liczba obrotów: ns=740 obr/min Tmax / Tnom=2.7 Wymiary: masa: 1150 kg Moment bezwładności: I=5.580 kg∙m^2 h.)Rzeczywiste przełożenie ogólne układu napędowego: uo=ns/nwy=740/20=37 i.)rzeczywiste przełożenia poszczególnych stopni układu napędowego: -p. o zębach prostych : upz1=u1=4 -p. o zębach skośnych : upz2=u2=3.5 -p. pasowa : upp=u3=2.65 j.)Obciążenie poszczególnych wałów układu napędowego: Ps=75kW P1=Pobl=64.28kW P2=P1∙ηpp∙ηT=59.23kW P3=P2∙ηpz∙ηT=55.73kW Spełniony warunek: Ps > P1 > P2 > P3 ns=740 obr/min n1=ns/ upp n2=n1/ upz1 n3=n2/ upz2 Spełniony warunek: ns > n1 > n2 > n3 T=9550∙(P/n) Spełniony warunek: Ts < T1 < T2 < T3	Ps=75 kW ns=740 obr/min Tmax / Tnom=2.7 masa: 1150 kg I=5.580 kg∙m^2 uo=37 u1=4 u2=3.5 u3=2.65 Ps=75kW P1=64.28kW P2=59.23kW P3=55.73kW ns=740 obr/min n1=279 obr/min n2=80 obr/min n3=20 obr/min Ts=967.9 Nm T1=2200 Nm T2=7070.6 Nm T3=26611.1 Nm

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
ks=15 Mpa C=1 Ln=5∙365∙2∙8∙0.98= =22900 godz.pracy n1=80 n2=20 KHeq=0.37	k.)Wstępny dobór czopów wałów: τs = Ts/ws ≤ ks ds= d1=48k6 2.Przekładnia zębata o zębach skośnych: 2.1. Dobór materiałów kół zębatych i obliczenie naprężeń dopuszczalnych: a.)Materiały zębnika i koła zębatego: -zębnika: Stal 41 Cr4 HB1=250 Rm1=900 MPa Re1=640 MPa -koła zębatego: Stal C55 HB2=230 Rm2=650 MPa Re2=345 MPa b.)Dopuszczalne naprężenia stykowe: -podstawa próby zmęczeniowej dla zębnika: Nhlim1=20∙10^6 -podstawa próby zmęczeniowej dla koła zęb.: NHlim2=18∙10^6 -Ekwiwalentna liczba cykli obciążenia: NHeq=60∙n∙Ln∙C∙KHeq NHeq=1.016∙10^6 -współczynnik trwałości pracy:	d1=48k6 d2=133.1 mm d3=207 mm HB1=250 Rm1=900 MPa Re1=640 MPa HB2=230 Rm2=650 MPa Re2=345 MPa Nhlim1=20∙10^6 NHlim2=18∙10^6 NHeq=1.016∙10^6 Zn1=1.3 Zn2=1.615

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
SH=1.1 C=1 Ln=5∙365∙2∙8∙0.98= =22900 godz.pracy n1=80 n2=20 KFeq=0.31	-naprężenia krytyczne przy bazowej liczbie cykli: σHlim=f(HB) σHlim1=f(250)=500+70=570 MPa σHlim2=f(230)=530 MPa -dopuszczalne naprężenia stykowe: σH=(0.9∙ σHlim∙ ZN)/ SH σH1=(0.9∙570∙1.3)/1.1=606.3 MPa σH2=(0.9∙530∙1.615)/1.1=700.3 MPa -obliczeniowe dopuszczalne naprężenia stykowe: σHP=0.5∙( σH1+ σH2)=653.3 MPa Zachowany warunek σHP≤1.15∙ σH1(2) c.)Dopuszczalne naprężenia na zginanie: -podstawa próby zmęczeniowej: NFlim=4∙10^6 cykli -ekwiwalentna liczba cykli: NFeq=60∙n∙Ln∙C∙KFeq NFeq1=60∙80∙22900∙1∙0.31=3.41∙10^6 cykli NFeq2=60∙20∙22900∙1∙0.31=0.85∙10^6 cykli -współczynnik trwałości: Spełniony warunek: 1≤YN≤2	σHlim1=570 MPa σHlim2=530 MPa σH1=606.3 MPa σH2=700.3 MPa σHP=653.3 MPa NFlim=4∙10^6 cykli NFeq1=3.41∙10^6 NFeq2=0.85∙10^6 YN1=1.026 YN2=1.29

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
YA=1 u=3.5 =653.3 β'=15^o	-naprężenia kinetyczne: σFlim=f(HB) σFlim1=f(HB1)=1.75*250 σFlim2=f(HB2)=1.75*230 -dopuszczalne naprężenia na zginanie: σFP=0.4∙σFlim∙YN∙YA σFP1=0.4∙437.5∙1.026∙1 σFP2=0.4∙402.5∙1.29∙1 -Graniczne naprężenia dopuszczalne przy przeciążeniach: -dla naprężeń stykowych: σHPS1=2.8∙Re=2.8∙640 σHPS2=2.8∙345 -dla naprężeń gnących: σFPS1=0.8∙Re=0.8∙640 σFPS2=0.8∙345 2.2.Obliczenia wytrzymałościowe przekładni: -średnica zębnika, zazębienie wewnętrzne: -szerokość wieńca koła zębatego: -obliczeniowa odległość osi: -obliczenia modułu: wstępnie przyjmujemy:Z1'=19 m'=d1'∙cosβ'/ Z1' m'=11.14 mm	σFlim1=437.5 MPa σFlim2=402.5 MPa σFP1=179.55 MPa σFP2=207.7 MPa σHPS1=1792 MPa σHPS2=966 MPa σFPS1=512 MPa σFPS2=276 MPa d1^'=219 mm b2=241 mm b1=245 mm 510 mm 500 mm mn=12 mm

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
	-sumaryczna liczba zębów: -rzeczywisty kąt pochylenia zęba; cosβ= β=arccos(cosβ) -liczba zębów zębnika: Spełniony warunek: -liczba zębów koła zębatego: -rzeczywiste przełożenie przekładni: -średnice okręgów kół zębatych: -tocznych: -wierzchołków zębów: -podstaw zębów:	cosβ=0.96 β=16^o20' 18 62 3.444 dw1=225 mm dw2=775 mm 227 mm 783 mm 223 mm 767 mm

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
α=20^o dw1=225 T=7070.6	-zasadniczych: Sprawdzenie: 500 mm Obliczenia są poprawne! -siła obwodowa w zazębieniu: -obwodowa prędkość kół: -klasa dokładności: F(V,β)=6 -jednostkowa obwodowa siła dynamiczna: -jednostkowa obwodowa siła obliczeniowa w strefie jej największego spiętrzenia: -współczynnik międzyrębnego obciążenia dynamicznego: -jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa:	211 mm 728 mm 62.85 N 0.235 m/s 0.267 N/mm 0.299 N/mm 1.89 0.85 N/mm

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
	-naprężenia stykowe: 2.3.Obliczenia εβ i korekta parametrów przekładni: -liczba poskokowego wskaźnika zazębienia: εβ=1.0 -poskokowy wskaźnik zazębienia: -korekcja: Β=10^o16' -nowa szerokość koła:	=1.6992 1.5846 0.794 25.8576MPa 1.795 240 mm 244 mm

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
	-skorygowana liczba zębów zębnika: -rzeczywiste przełożenie przekładni: -średnice okręgów kół zębatych: tocznych: podstaw zębów: wierzchołków zębów: zasadnicznych: 2.4.Sprawdzenie obliczeniowych naprężeń gnących: -jednostkowa obwodowa siła dynamiczna: -jednostkowe obwodowa siła obliczeniowa w strefie jej największego spiętrzenia przy zginaniu:	3.55 0.787N/mm 0.314N/mm

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
	-współczynnik międzyzębnego obciążenia dynamicznego przy zginaniu zęba: -jednostkowa obliczeniowa siła przy zginaniu: -współczynnik kształtu zębów zębnika i koła zębatego: -obliczeniowe naprężenia gnące:	3.5 1.65 N/mm 0.537 MPa 0.474 MPa

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
	2.5.Sprawdzanie wytrzymałości zębów przy przeciążeniach: -wg. naprężeń stykowych: Spełniony warunek! -wg. naprężeń gnących: Spełniony warunek! 2.6.Siły działające w zazębieniu: -rzeczywisty moment na wale wyjściowym: -siły obwodowe: -siły promieniowe: -siły poosiowe:	962.8MPa 996MPa 1.449MPa 1.28MPa 678 Nm 20∙10^3N 1.7∙10^3N 7397.5 N 628.8 N 3616.6 N 307.4 N
DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
C=1 Ln=5∙365∙2∙8∙0.98= =22900 godz.pracy n1=80 n2=20 KHeq=0.37	3.Przekładnia zębata o zębach prostych: 3.1. Dobór materiałów kół zębatych i obliczenie naprężeń dopuszczalnych: a.)Materiały zębnika i koła zębatego: -zębnika: Stal 41Cr4 HB1=250 Rm1=900 MPa Re1=640 MPa -koła zębatego: Stal C55 HB2=230 Rm2=650 MPa Re2=345 MPa b.)Dopuszczalne naprężenia stykowe: -podstawa próby zmęczeniowej dla zębnika: Nhlim1=20∙10^6 -podstawa próby zmęczeniowej dla koła zęb.: NHlim2=18∙10^6 -Ekwiwalentna liczba cykli obciążenia: NHeq=60∙n∙Ln∙C∙KHeq -współczynnik trwałości pracy:	HB1=250 Rm1=900 MPa Re1=640 MPa HB2=230 Rm2=650 MPa Re2=345 MPa Nhlim1=20∙10^6 NHlim2=18∙10^6 NHeq1=41∙10^6 NHeq2=10.16∙10^6 Zn1=0.88 Zn2=1.1

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
SH=1.1 C=1 Ln=5∙365∙2∙8∙0.98= =22900 godz.pracy n1=80 n2=20 KFeq=0.31	-naprężenia krytyczne przy bazowej liczbie cykli: σHlim=f(HB) σHlim1=f(250)=500+70=570 MPa σHlim2=f(230)=530 MPa -dopuszczalne naprężenia stykowe: σH=(0.9∙ σHlim∙ ZN)/ SH σH1=(0.9∙570∙1.3)/1.1=410.4 MPa σH2=(0.9∙530∙1.615)/1.1=477 MPa -obliczeniowe dopuszczalne naprężenia stykowe: σHP=0.5∙( σH1+ σH2)=443.7 MPa Zachowany warunek σHP≤1.15∙ σH1(2) c.)Dopuszczalne naprężenia na zginanie: -podstawa próby zmęczeniowej: NFlim=4∙10^6 cykli -ekwiwalentna liczba cykli: NFeq=60∙n∙Ln∙C∙KFeq NFeq1=60∙80∙22900∙1∙0.31=34.07∙10^6 cykli NFeq2=60∙20∙22900∙1∙0.31=8.5∙10^6 cykli -współczynnik trwałości: Spełniony warunek: 1≤YN≤2	σHlim1=570 MPa σHlim2=530 MPa σH1=410.7 MPa σH2=477 MPa σHP=4453.7 MPa NFlim=4∙10^6 cykli NFeq1=34.07∙10^6 NFeq2=8.5∙10^6 YN1=1.068 YN2=1.082

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
YA=1	-naprężenia kinetyczne: σFlim=f(HB) σFlim1=f(HB1)=1.75*250 σFlim2=f(HB2)=1.75*230 -dopuszczalne naprężenia na zginanie: σFP=0.4∙σFlim∙YN∙YA σFP1=0.4∙437.5∙1.026∙1 σFP2=0.4∙402.5∙1.29∙1 -Graniczne naprężenia dopuszczalne przy przeciążeniach: -dla naprężeń stykowych: σHPS1=2.8∙Re=2.8∙640 σHPS2=2.8∙345 -dla naprężeń gnących: σFPS1=0.8∙Re=0.8∙640 σFPS2=0.8∙345 3.2.Obliczenia wytrzymałościowe przekładni: -średnica zębnika, zazębienie wewnętrzne: -szerokość wieńca koła zębatego i zębnika: -przyjmuję: Z'1=19 m'=d'1/Z'1 m'=13.1mm mn=12 mm	σFlim1=437.5 MPa σFlim2=402.5 MPa σFP1=120.55 MPa σFP2=142.1 MPa σHPS1=1792 MPa σHPS2=966 MPa σFPS1=512 MPa σFPS2=276 MPa d1^'=249 mm b2=273 mm b1=277 mm mn=12 mm

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
	-liczba zębów zębnika: Spełniony warunek: -liczba zębów koła zębatego: -rzeczywiste przełożenie przekładni: -luzowa odległość osi:	20 70 3.5 240 mm 840 mm

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
α=20^o dw1=240 T=26611.1	-zasadniczych: Sprawdzenie: 500 mm Obliczenia są poprawne! -siła obwodowa w zazębieniu: -obwodowa prędkość kół: -klasa dokładności: F(V,β)=0.6 -jednostkowa obwodowa siła dynamiczna: -jednostkowa obwodowa siła obliczeniowa w strefie jej największego spiętrzenia: -współczynnik międzyrębnego obciążenia dynamicznego: -jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa:	211 mm 728 mm 221.57 N 0.251 m/s 0.296N/mm 0.933N/mm 1.89 0.47N/mm

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
	-naprężenia stykowe: 3.3.Obliczenia εβ i korekta parametrów przekładni: -poskokowy wskaźnik zazębienia: 3.4.Sprawdzenie obliczeniowych naprężeń gnących: -jednostkowa obwodowa siła dynamiczna: -jednostkowe obwodowa siła obliczeniowa w strefie jej największego spiętrzenia przy zginaniu:	=1.77 1.5846 1 31.865 MPa 0 0.847N/mm 0.276N/mm

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
	-współczynnik międzyzębnego obciążenia dynamicznego przy zginaniu zęba: -jednostkowa obliczeniowa siła przy zginaniu: -współczynnik kształtu zębów zębnika i koła zębatego:	3.1 1 N/mm

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
	3.5.Sprawdzanie wytrzymałości zębów przy przeciążeniach: -wg. naprężeń stykowych: Spełniony warunek! -wg. naprężeń gnących: Spełniony warunek! 3.6.Siły działające w zazębieniu: -rzeczywisty moment na wale wyjściowym: -siły obwodowe: -siły promieniowe: -siły poosiowe:	674.3MPa 783.8MPa 0.981MPa 0.821MPa 2577 Nm 18.23∙10^3N 2.8∙10^3N 0 N 0 N 0 N 0 N

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
Współczynnik poślizgu sprężystego: ε=0.01	4. Przekładnia pasowa: u = 1,383 przełożenie przekładni zębatej 1. Dobieram skuteczną średnicę koła napędzającego, napędzanego: a) D1=355 mm b) => dobieram średnicę: D2=560mm 2. Rzeczywiste przełożenie przekładni = 1,61 3. Odległośc miedzy osiami kół: Przyjmuje odległość pomiedzy osiami kół a=1200mm 4.Kąt opasania na kołach: Kąt alfa obliczam z zależności: Kąt opasania koła napędzającego alfa1 Kąt opasania koła napędzanego alfa2 5. Długośc pasa: Przyjmuję L = 4000mm 6. Odległośc między osiami przy znanej długości pasa Pas klinowy „B” Współczynnik trwałości pasa Przyjmuje z=5 7. Prędkośc liniowa pasa 8.Uzyteczne obciążenie pasa sprawnosc przekladni przyjmuje =0,95 9. Napięcie w cięgnach pasa Dla pasa z tworzywa sztucznego Naspiecie wstępne S0=2kN 10. Siła obciążająca Q Kąt 11. Moc przenoszona przez przekładnie 12. Zespół pasów klinowych 2B2650 PN-86/M-85200 e=19 b=5 f=12,5 Szerokoś Bk wieńca koła rowkowego Średnice zewnętrzne kół pasowych wynoszą	D1=355 mm D2=560 mm 1.61 507,5 mm 1830mm 1277 mm

φ=0

5.Łożysko ślizgowe: Dane początkowe: d=60 mm t=1.5 l=1.5 k=5 c=1 ψ=0.001 b/d=1 b=70 β=180 ^0 t=20 ^0C Rze=4 μm Rzp=6 μm Panewka jest wylana stopem PbSn16Sb160u2 - Ołowiowo-cynowo-antymonowo-miedziowym, pdop=15 MPa -minimalna wysokość szczeliny: h1-średnia wysokość nierówności powierzchni czopa Rze i panwi Rzp: h2-ukośne położenie czopa w otworze panwi wskutek ugięcia wału: h3-zakrzywienie czopa pod obciążeniem: h0= h1+ h2+ h3 -luz promieniowy δ w łożysku:

h1=5 μm h2=11.2 μm h3=0 h0=16.2 μm 35 μm

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
n”=740 obr/s	-wskaźnik wysokości szczeliny smarnej: -mimośrodowość względna: -wartość liczby Sommerfelda: z wykresu: S=0.23 -nacisk średni w łożysku: -średnia temperatura robocza oleju w szczelinie smarnej: wskaźnik przyrostu temperatury: pojemność cieplna oleju: średnia temp. robocza oleju: Temperatura ta nie przekracza wartości dopuszczalnej dla stopu Ł16 wynoszącej tdop=120 ^0C -wymagana lepkość oleju w temperaturze tr: -pozostałe wskaźniki pracy łożyska: -wydatek oleju przepływającego przez łożysko:	0.4629 μm 0.5371 1.13 MPa 30.33 ^0C 0.00226 Pa∙s 2.28∙10^-4m^3/s

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
ω=4625 rad/s	-objętość wpływów bocznych oleju: -współczynnik tarcia w łożysku: -położenie występowania minimalnej grubości szczeliny smarnej określonej kątem φ0: -Dobór pasowania: luz minimalny luz maksymalny Pasowanie H7/f7 -wymiary pierścienia luźnego: d=120 mm D=200 mm a=48 mm -natężenie przepływu oleju: , zatem pierścień luźny pozwoli na prawidłową pracę łożyska.	1.05∙10^-4m^3/s 0.003 53^0 59.99 μm 81.23 μm 2.81∙10^-4 m^3/s

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
	6.Wały: 6.1.Wał pierwszy: Obliczenia reakcji w podporach:

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
n=740 obr/min Moc=N=75 kW	Materiał na wałki: Stal 15Cr2 kgj=80 MPa ksj=85 MPa Mg(BC)= Mg(0)=0 Mg(0.1)=1121.25 Nm Mg(0.2)=2242.5 Nm Mg(AB)= Mg(0.2)=2242.5 Nm Mg(0.45)=2622.5 Nm Mg(0.7)=2848.3 Nm T(BC)=2726.45 N T(AB)=2726 N Z hipotezy Hubera:	kgj=80 MPa ksj=85 MPa

DANE		OBLICZENIA		WYNIKI
G=8.1∙10^-4 Ms=967.9∙10^8		Kształtowanie wału: Kąt skręcenia: Strzałka ugięcia: Kąt ugięcia:		0.0000516
DANE	OBLICZENIA		WYNIKI
	6.2. Wał drugi: RBy=9772.5 N , RCy=8452 N Mg(0)=0 Mg(0.1)=845.2 Nm Mg(BC)= Mg(0.45)=1439.5 Nm Mg(0.8)=1901.7 Nm Mg(AB)=Mg(0.8)=1901.7 Nm Mg(1.2)=3909.04 Nm Mg(1.6)=5018.1 Nm T(BC)=3142.5 N T(AB)=3142 N Z hipotezy Hubera:

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
G=8.1∙10^-4 Ms=2200∙10^8	Kształtowanie wału: Kąt skręcenia: Strzałka ugięcia: Kąt ugięcia:	0.000238

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
	6.3. Wał trzeci: RAy=2577 N , RBy=678 N Mg(0)=0 Mg(0.2)=678 Nm Mg(BC)= Mg(0.2)=678 Nm Mg(0.45)=891.2 Nm Mg(AB)=Mg(0.45)=891.2 Nm Mg(0.7)=1204.35 Nm Mg(0.9)=1458.21 Nm Z hipotezy Hubera:

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
G=8.1∙10^-4 Ms=7700∙10^8	Kształtowanie wału: Kąt skręcenia: Strzałka ugięcia: Kąt ugięcia:	0.000197

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
	6.4. Wał czwarty: RAy=40221 N , RBy=2577 N Mg(0)=0 Mg(0.7)=1803.9 Nm Mg(BC)= Mg(0.7)=1803.9 Nm Mg(1.2)=2456 Nm Mg(1.7)=4578.31 Nm Mg(AB)=Mg(1.7)=4578.31 Nm Mg(1.85)=6815.54 Nm Mg(2.0)=8741.1 Nm Z hipotezy Hubera:

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
G=8.1∙10^-4 Ms=26611∙10^8	Kształtowanie wału: Kąt skręcenia: Strzałka ugięcia: Kąt ugięcia:	0.000538

DANE	OBLICZENIA		WYNIKI
	7.Dobór łożysk, sprzęgła oraz hamulca. Dobór łożysk:
		Średnica wału: Rodzaj łożyska/numer:
		Wał 2/ 64mm Wał 2/ 86mm Wał 3/ 76mm Wał 3/ 71mm Wał 4/ 116mm Wał 4/ 112mm	kulkowe zwykłe/6213 kulkowe zwykłe/6217 stożkowe/30215 stożkowe /30214 baryłkowe dwurzędowe/22224 baryłkowe dwurzędowe/22222
		Trwałość łożysk: Żądana-25000 godzin, Otrzymana przez nas: L=n∙60∙25000 =1110 mln.obr. - 30 mln.obr. Wymagana nośność ruchowa: „C” mieści się w przedziale 12000 - 6950 Dobór sprzęgła i hamulca: Sprzęgło: Sprzęgło hamulcowe 510-320-90-50/75-60/80- 051 ATP-A Masa: 23 kg Hamulec: Hamulec tarczowy 400/30-L-A-ZE 1250/60 S 800 Moment hamowania: 1500 Nm Masa: 55 kg

DANE	OBLICZENIA	WYNIKI
Materiał na ramę: Stal 45H Re=390MPa	8.Obliczenia ramy. Doprowadzenie zewn.sił i momentów do ŚZŚ: Txoz=3521 N Txoy=2851 N Sx=2151 N Txoz=3461 N Tyoz=3384 N Sz=2470 N Txoz=2945 N Txoy=2784 N Sx=1951 N Txoz=2758 N Tyoz=2764 N Sz=1810 N Wyznaczenie sił obciążających śruby złącza: XOZ F1,2=983 N YOZ F2,3=867 N XOY F1-4=914 N XOY F1-4=902 N oś Z F1-4=Q/4 = 989 N Obliczanie średnicy śruby o największy obciążeniu: Wymiary gwintów: d3=14 mm d1=14.38 mm d2=15.03 mm P=1.5 D=20 mm

9.Literatura:

1.Leonid Kurmaz - Podstawy Konstrukcji Maszyn

2.Eugeniusz Mazanek - PKM tom 1 i 2

3.Marek Dietrich - PKM t.3

4.Praca zbiorowa - Mały Poradnik Mechanika t.2

1

---