Dane: F = 1,8 kN V = 1,5 m/s D = 300 mm T = 7 lat Warunki – S Ilość zmian – 1 F = 1,8 kN D = 300 mm V = 1,5 m/s D = 300 mm ω = 2,57 rad/s M = 1750 Nm n = 24,55 obr/min μpp = 0,95 μr = 0,97 μs = 0,87 P = 4,49 kW Prz = 5,61 kW i = 18 n = 24,55 obr/min ns = 2930 obr/min nwej=441,9 obr/min Prz = 5,61 kW ns = 2930 obr/min D1 = 200 mm irz = 6,63 ε = 0,015 D1 = 200 mm D2 = 1310 mm a' = 805 mm D1 = 200 mm D2 = 1310 mm a' = 805 mm Lp = 5000 mm Lp' = 4363,34 mm D1 = 200 mm ns = 2930 obr/min Vpp = 30,67 m/s Lp = 5000 mm D1 = 5000 mm D2 = 1310 mm a = 1123,33 mm αdop = 110^o Po = 2,3 kW kL = 1,18 kα = 0,86 Prz = 5,61 kW Pobl = 2,33 kW zo = 2,41 szt kz = 0,825 M = 18,29 Nm D1 = 200 mm Ft = 182,9 N ψ = 0,5 Fo = 182,9 N α1 = 123,68^o dwał = 38 h7 mm b = 10 l = 70 mm Lp = 72 mm Dp = 72 mm bo = 14 mm bmin = 4,2 mm t = 19,0 ±0,4 mm f = 12,5 $\begin{matrix} + 2,0 \\ - 1,0 \\ \end{matrix}$ mm α = 36^o br = 16,7 mm h1 = 8 mm r = 1,0 D = 200 mm dwał = 38 mm Dp = 72 mm Lp = 72 mm B = 63 mm h = 10,8 mm h1 = 8 mm dwał = 55 m6 mm b = 16mm l = 63 mm h = 10mm Lp = 88 mm Dp = 88 mm bo = 14 mm bmin = 4,2 mm hmin = 10,8 mm t = 19,0 ±0,4 mm f = 12,5 $\begin{matrix} + 2,0 \\ - 1,0 \\ \end{matrix}$ mm α = 36^o br = 16,7 mm h1 = 8 mm r = 1,0mm de =  1318,4 mm dwał = 55 mm Dp = 88 mm Lp = 88 mm B = 63 mm D = 1310 mm D = 1310 mm kg = 30 MPa nr = 6 M = 18,29 Nm irz = 6,63 Dp = 88 mm kg = 30 MPa M2 = 121,26 Nm c1 = 63 mm a1 = 26 mm	Obliczenia: Zaprojektować przekładnię pasową z pasami klinowymi, do przenośnika taśmowego przedstawionego na schemacie poniżej: Dane do obliczeń przyjęto następujące: siła F = 5 kN; prędkość taśmy V = 0,9 m/s; średnica bębna D = 700 mm; taśma ma pracować przez 5 lat na 1 zmianie, współczynnik wykorzystania w = 33%, w warunkach średnich (S). Moment na bębnie wynosi: $$M = F \cdot \frac{D}{2} = 1,8\text{kN} \cdot \frac{300\text{mm}}{2} = 1750Nm$$ Prędkość kątowa bębna przenośnika wynosi: $$\omega = \frac{V}{\frac{D}{2}} = \frac{1,5\frac{m}{s}}{\frac{300\text{mm}}{2}} = 2,57\frac{\text{rad}}{s}$$ Prędkość obrotowa bębna przenośnika wynosi: $$n = \frac{60 \cdot \omega}{2 \cdot \pi} = \frac{60 \cdot 2,57\frac{\text{rad}}{s}}{2 \cdot 3,14} = 24,55\frac{\text{obr}}{\min}$$ Moc potrzebna do napędzenia przenośnika wynosi: $$P = \frac{M \cdot n}{9550} = \frac{1750Nm \cdot 24,55\frac{\text{obr}}{\min}}{9550} = 4,49\text{kW}$$ Sprawność całej maszyny przyjęto na poziomie μpp = 0,95, natomiast sprawność reduktora wynosi μr = 0,97, sprawność silnika napędzającego wynosi μs = 0,87 ogólna sprawność układu będzie wynosić: μ = μpp ⋅ μr ⋅ μs = 0, 95 ⋅ 0, 97 ⋅ 0, 87 = 0, 8 Moc rzeczywista: $$P_{\text{rz}} = \frac{P}{\mu} = \frac{4,49kW}{0,8} = 5,61\text{kW}$$ Dobór reduktora: Do maszyny dobrano reduktor z katalogu firmy Befared o oznaczeniu H-S2H-100-2-S-18-1 (załącznik). Dane techniczne reduktora: Pn = 7,5 kW > Prz = 5,61 kW, przełożenie i = 18, maksymalne obroty wejściowe n1 = 1000 obr/min, maksymalne obroty wyjściowe n2 = 56 obr/min. Obliczenia obrotów wejściowych: $$n_{\text{wej}} = n \cdot i = 24,55\frac{\text{obr}}{\min} \cdot 18 = 441,9\frac{\text{obr}}{\min}$$ Dobór silnika: Moc nominalna silnika musi być większa od Prz = 5,61 kW, a jego obroty większe od nwej = 441,9 obr/min. Do napędu dobrano silnik elektryczny produkcji Siemens 1LA7131-2AA10, o danych technicznych: moc nominalna Pn = 7,5 kW; prędkość obrotowa ns = 2930 obr/min. Obliczenia przełożenia przekładni pasowej. Obliczenia rzeczywistego przełożenia przekładni pasowej: $$i_{\text{rz}} = \frac{n_{s}}{n_{\text{wej}}} = \frac{2930\frac{\text{obr}}{\min}}{441,9\frac{\text{obr}}{\min}} = 6,63$$ Dobór pasa klinowego: Obliczenia momentu na kole napędzającym: $$M = 9550 \cdot \frac{P_{\text{rz}}}{n_{s}} = 9550 \cdot \frac{5,61kW}{2930\frac{\text{obr}}{\min}} = 18,29\text{Nm}$$ Zgodnie z zaleceniami normy PN-86/M-85200/06 dobrano pas o przekroju typu B o podstawowych wymiarach: Lp = 14 mm; Lo = 17 mm; ho = 11 mm; hp = 4,2 mm; A = 1,38 cm^2; D1min = 125 mm; M = 50 ÷ 150 Nm; maksymalna ilość pasów 2 ÷ 5. Średnica koła zgodnie z normą PN-66/M-85202 dobrano równą D1 = 200 mm. Uwzględniając poślizg, oraz rzeczywiste przełożeni średnicę koła napędzanego obliczamy z warunku: $$\begin{matrix} i_{\text{rz}} = \frac{D_{2}}{D_{1} \cdot (1 - e)} \rightarrow D_{2} = i_{\text{rz}} \cdot D_{1} \cdot (1 - e) \\ D_{2} = 6,63 \cdot 200mm \cdot (1 - 0,015) = 1306,11\text{mm} \\ \end{matrix}$$ Biorąc pod uwagę przybliżenie we wcześniejszych obliczeniach przyjęto że D2 = 1310 mm. Obliczeniowa odległość od osi obu kół zębatych: $$\begin{matrix} a' = \frac{1}{2} \cdot (D_{1} + D_{2}) + 50mm \\ a' = \frac{1}{2} \cdot (200mm + 1310mm) + 50mm = 805mm \\ \end{matrix}$$ Obliczeniowa długość pasa: $$L_{p}' = 2 \cdot a' + \frac{\pi}{2} \cdot (D_{1} + D_{2}) + \frac{{(D_{2} - D_{1})}^{2}}{4 \cdot a'}$$ $$L_{p}' = 2 \cdot 805mm + \frac{3,14}{2} \cdot (200mm + 1310mm) + \frac{{(1310mm - 200mm)}^{2}}{4 \cdot 805mm}$$ Lp′=4363, 34mm Długość pasa zgodnie z normami dobrano równą Lp = 5000 mm Rzeczywista odległość osi wynosi: $$\begin{matrix} a = a' + 0,5 \cdot (L_{p} - L_{p}') \\ a = 805mm + 0,5 \cdot (5000mm - 4363,34mm) \\ a = 1123,33\text{mm} \\ \end{matrix}$$ Liczba obiegów pasa: $$V_{\text{pp}} = \frac{\pi \cdot D_{1} \cdot n_{s}}{60000} = \frac{3,14 \cdot 200mm \cdot 2930}{60000} = 30,67\frac{m}{s}$$ $$\nu = 10^{3} \cdot \frac{V_{\text{pp}}}{L_{p}} = 10^{3} \cdot \frac{30,67\frac{m}{s}}{5000mm} = 6,134\frac{1}{s}$$ νdop = 15 ÷ 20 1/s > ν - warunek spełniony. Obliczenia kąta opasania koła czynnego:$\begin{matrix} \alpha_{1} = 180^{o} - \frac{57^{o} \cdot (D_{2} - D_{1})}{a} \\ \alpha_{1} = 180^{o} - \frac{57^{o} \cdot (1310mm - 200mm)}{1123,33mm} = {123,68}^{o} \\ \end{matrix}$ Kąt opasania jest większy od αdop = 110^o, warunek jest spełniony. Obliczenia mocy przenoszonej przez jeden pas: (wartości współczynników dobrane z „Projektowanie węzłów i części maszyn” Leonid W. Kurmaz, Oleg L. Kurmaz) Pobl = Po ⋅ kL ⋅ kα = 2, 3kW ⋅ 1, 18 ⋅ 0, 86 = 2, 33kW Obliczenia ilości pasów w przekładni: $$z_{o} = \frac{P_{\text{rz}}}{P_{\text{obl}}} = \frac{5,61kW}{2,33kW} = 2,41\text{szt}$$ Rzeczywista liczba pasów: $$z = \frac{z_{o}}{k_{z}} = \frac{2,41}{0,825} = 2,92$$ Dobrano liczbę pasów z = 3 szt Siła obwodowa i siła wstępnego napięcia pasa: $$F_{t} = \frac{2 \cdot 10^{3} \cdot M}{D_{1}} = \frac{2 \cdot 10^{3} \cdot 18,29\text{Nm}}{200mm} = 182,9N$$ Napięcie wstępne pasa: $$F_{o} = \frac{F_{t}}{2 \cdot \psi} = \frac{182,9N}{2 \cdot 0,5} = 182,9N$$ Siła obciążająca wały przekładni: $$F = 2 \cdot F_{o} \cdot \sin(\frac{\alpha_{1}}{2}) = 2 \cdot 182,9N \cdot \sin(\frac{{123,68}^{o}}{2}) = 322,5N$$ Napięcie pasów przekładni należy sprawdzać w okresie nie dłuższym niż pół roku. Regulacja napięcia pasów jest korygowana odsunięciem silnika na odpowiednio do tego przygotowanych ramach. Obliczenia kół przekładni pasowych o pasie klinowym: Do wykonanie kół wykorzystano żeliwo szare PN-GJL-200. Koło pędne: Wymiary piasty: Czop wału na którym będzie zamontowane koło, ma wymiar dwał = 38 h7 mm, koło będzie zamontowane na wpust o wymiarach: szerokość wpustu b = 10, jego długość l = 70 mm, wysokość h = 8 mm. Dobrano długość piasty koła Lp = 72 mm, średnica piasty koła Dp = 72 mm. Koło będzie konstrukcji tarczowej. Wymiary rowków i wieńca koła zębatego: bo = 14 mm; bmin = 4,2 mm; hmin = 10,8 mm; t = 19,0 ±0,4 mm; f = 12,5 $\begin{matrix} + 2,0 \\ - 1,0 \\ \end{matrix}$ mm; α = 36^o; br = 16,7 mm; h1 = 8 mm; r = 1,0; de = D + 2 · b = 208,4 mm; B = (z - 1) · t + 2 · f = 63 mm. Połączenie wieńca koła pasowego, a piastą koła. dwał = 38 mm; Dp = 72 mm; Lp = 72 mm; B = 63 mm; D = 200 mm; δ = (0, 25 ÷ 0, 35)⋅dwal = (0, 25 ÷ 0, 35)⋅38mm = 10mm $\begin{matrix} D_{3} = 0,5 \cdot (D - 2 \cdot h - 2 \cdot h_{1} + D_{p}) \\ D_{3} = 0,5 \cdot (200mm - 2 \cdot 10,8mm - 2 \cdot 8mm + 72mm) \\ D_{3} = 117,2\text{mm} \\ \end{matrix}$ Dobrano D3 = 118 mm $$\begin{matrix} D_{4} = (0,3 \div 0,4) \cdot (D - 2 \cdot h - 2 \cdot h_{1} - D_{p}) \\ D_{4} = (0,3 \div 0,4) \cdot (200mm - 2 \cdot 10,8mm - 2 \cdot 8mm - 72mm) \\ D_{4} = 28mm \\ \end{matrix}$$ Koło napędzane: Wymiary piasty: Czop wału na którym będzie zamontowane koło, ma wymiar dwał = 55 m6 mm, koło będzie zamontowane na wpust o wymiarach: szerokość wpustu b = 16 mm, jego długość l = 63 mm, wysokość h = 10mm. Dobiera się długość piasty koła Lp = 88 mm, średnica piasty koła Dp = 88 mm, ponieważ długość piasty jest większa od długości czopa, należy zamówić reduktor o tych samych właściwościach, z czopem przygotowanym dla koła pasowego. Koło będzie konstrukcji ramieniowej. Wymiary rowków i wieńca koła zębatego: bo = 14 mm; bmin = 4,2 mm; hmin = 10,8 mm; t = 19,0 ±0,4 mm; f = 12,5 $\begin{matrix} + 2,0 \\ - 1,0 \\ \end{matrix}$ mm; α = 36^o; br = 16,7 mm; h1 = 8 mm; r = 1,0mm; de = D + 2 · b = 1318,4 mm; B = (z - 1) · t + 2 · f = 63 mm. Połączenie wieńca koła pasowego, a piastą koła. dwał = 55 mm; Dp = 88 mm; Lp = 88 mm; B = 63 mm; D = 1310 mm; Liczba ramion: $$n_{r} = (\frac{1}{6} \div \frac{1}{7}) \cdot \sqrt{D} = (\frac{1}{6} \div \frac{1}{7}) \cdot \sqrt{1310mm} = 6$$ Dla ramienia kg = 30 MPa Obliczeniowa liczba ramion: $$n_{r}' = \frac{n_{r}}{3} = \frac{6}{3} = 2$$ M2 = M ⋅ irz = 18, 29Nm ⋅ 6, 63 = 121, 26Nm $$\begin{matrix} c_{1} = \sqrt[3]{\frac{10^{3} \cdot M_{2}}{0,013 \cdot n_{r}' \cdot k_{g}}} + 0,1 \cdot D_{p} \\ c_{1} = \sqrt[3]{\frac{10^{3} \cdot 121,26\text{Nm}}{0,013 \cdot 2 \cdot 30MPa}} + 0,1 \cdot 88mm \\ c_{1} = 62,57\text{mm} \\ \end{matrix}$$ Założono c1 = 63 mm a1 = 0, 4 ⋅ c1 = 0, 4 ⋅ 63mm = 25, 2mm Założono a1 = 26 mm a2 = 0, 8 ⋅ a1 = 0, 8 ⋅ 26mm = 20, 8mm Założono a2 = 21 mm c2 = 0, 8 ⋅ c1 = 0, 8 ⋅ 63mm = 50, 4mm Założono c2 = 51 mm S = 4,2 mm	Wyniki: M = 1750 Nm ω = 2,57 rad/s n = 24,55 obr/min P = 4,49 kW μ = 0,8 Prz = 5,61 kW nwej=441,9obr/min irz = 6,63 M = 18,29 Nm D2 = 1310 mm a' = 805 mm Lp' = 4363,34 mm Lp = 5000 mm a = 1123,33 mm Vpp = 30,67 m/s ν = 6,134 1/s α1 = 123,68^o Pobl = 2,33kW zo = 2,41 szt z = 2,92 szt z = 3 szt Ft = 182,9 N Fo = 182,9 N F = 322,5 N de = 204,4 mm B =  63 mm δ = 10 mm D3 = 117,2 mm D3 = 118 mm D4 = 28 mm de = 1318,4 mm B = 63 mm nr = 6 nr' = 2 M2 = 121,26 Nm c1 = 63 mm a1 = 26 mm a2 = 21 mm c2 = 51 mm