Ministerstwo Edukacji i Nauki Federacji Rosyjskiej.

Federalna Agencja Edukacji.

Państwowa instytucja edukacyjna wyższego szkolnictwa zawodowego.

Państwowy Uniwersytet Techniczny w Samarze.

Dział: „Mechanika Stosowana”

Projekt kursu z mechaniki

Uczeń 2 - HT - 2

Kierownik: dr hab., profesor nadzwyczajny

SIWZ nr 65.

Przekładnia stożkowa.

Prędkość wału silnika:

.

Moment obrotowy na wale wyjściowym skrzyni biegów:

.

Prędkość wału wyjściowego:

.

Żywotność reduktora w latach:

.

Współczynnik obciążenia skrzyni biegów w ciągu roku:

.

Współczynnik obciążenia skrzyni biegów w ciągu dnia:

.

1. Wstęp ________________________________________________________________4

2. Obliczenia kinematyczne i mocy napędu ________________________________4

2.1 Ustalenie prędkości wałków skrzyni biegów ______________________ 4

2.2. Obliczanie liczby zębów kół ______________________________________________4

2.3. Wyznaczenie rzeczywistego przełożenia _______________5

2.4. Określenie sprawności skrzyni biegów ___________________________________________5

2.5. Wyznaczanie znamionowych momentów obciążenia na każdym wale, schemat mechanizmu ________________________________________________________________5

2.6. Obliczenie wymaganej mocy i dobór silnika elektrycznego, jego wymiary ___5

3. Dobór materiałów i obliczenia naprężeń dopuszczalnych__________________7

3.1. Oznaczanie twardości materiałów, dobór materiału na przekładnię

3.2. Obliczanie naprężeń dopuszczalnych __________________________________7

3.3. Dopuszczalne naprężenia dla wytrzymałości kontaktowej ______________ 7

3.4. Dopuszczalne naprężenia dla wytrzymałości na zginanie ________________8

4. Obliczenia projektowe i weryfikacyjne przekładni ________________________________8

4.1. Obliczenie wstępnej średnicy skoku koła zębatego ______8

4.2. Obliczenie wstępnego modułu transmisji i jego udoskonalenie zgodnie z GOST ___________________________________________________________8

4.3. Obliczanie parametrów geometrycznych transmisji ____________________________________8

4.4. Obliczanie kontroli transmisji ________________________________________________ 9

4.5. Wysiłki w uzębieniu ___________________________________________ 9

5. Obliczenia projektowe wału i dobór łożysk ______________________ 12

6. Szkic układu i obliczenia elementów konstrukcyjnych _______________12

6.1. Obliczanie koła zębatego

6.2. Obliczanie elementów kadłuba ____________________________________________13

6.3. Obliczanie pierścieni zatrzymujących olej ___________________________________13

6.4. Obliczanie pokrywy łożyska __________________________________13

6.5. Wykonanie rysunku układu ________________________________13

7. Dobór i obliczenia weryfikacyjne połączeń wpustowych _______________14

8. Obliczenia weryfikacyjne wału pod kątem wytrzymałości zmęczeniowej ______________ 15

9. Obliczenia weryfikacyjne łożysk wału wyjściowego pod kątem trwałości___18

10. Dobór i obliczenia sprzęgła __________________________________19

11. Smarowanie skrzyni biegów __________________________________________19

12. Montaż i regulacja głównych elementów skrzyni biegów ___________________20

13. Wykaz wykorzystanej literatury ________________________________22

14. Wnioski____________________________________________________23

Wstęp.

Skrzynia biegów to mechanizm składający się z kół zębatych lub przekładni ślimakowych, wykonany w postaci oddzielnego zespołu i służący do przenoszenia obrotów z wału silnika na wał maszyny roboczej.

Zadaniem skrzyni biegów jest zmniejszenie prędkości kątowej i odpowiednio zwiększenie momentu obrotowego wału napędzanego w porównaniu z napędzającym.

Skrzynia biegów składa się z obudowy (żeliwnej lub stalowej spawanej), w której umieszczone są elementy przekładni – koła zębate, wały, łożyska itp. W niektórych przypadkach w obudowie skrzyni biegów umieszczone są również urządzenia do smarowania przekładni i łożysk lub urządzenia do chłodzenia.

Reduktory są klasyfikowane według następujących głównych cech: rodzaj przekładni (przekładnia, ślimak lub przekładnia-ślimak); liczba etapów (jednoetapowa, dwuetapowa itp.); rodzaj kół zębatych (cylindryczne, stożkowe, stożkowo-cylindryczne itp.); względny układ wałów skrzyni biegów w przestrzeni (poziomy, pionowy); cechy schematu kinematycznego (rozmieszczony, współosiowy, z rozwidlonym krokiem itp.).

Przekładnie stożkowe służą do przenoszenia ruchu pomiędzy wałami, których osie zwykle przecinają się pod kątem 90. Przekładnie o kątach innych niż 90 są rzadkością.

Najpopularniejszym typem przekładni stożkowej jest przekładnia z pionowo umieszczonym wałem wolnoobrotowym. Możliwe wykonanie reduktora z wałem szybkoobrotowym umieszczonym pionowo; w tym przypadku napęd odbywa się z silnika kołnierzowego

Przełożenie u jednostopniowych kół zębatych stożkowych z kołami walcowymi z reguły nie jest wyższe niż 3; w rzadkich przypadkach u = 4. Przy zębach skośnych lub zakrzywionych u = 5 (wyjątkowo u = 6,3).

W przypadku przekładni ze stożkowymi kołami czołowymi dopuszczalna prędkość obwodowa (wzdłuż koła podziałowego o średniej średnicy) wynosi v ≤ 5 m/s. Przy wyższych prędkościach zaleca się stosowanie kół zębatych stożkowych z okrągłymi zębami, które zapewniają płynniejsze włączanie i większą nośność.

2 Obliczanie kinematyki i mocy napędu.

2.1 Ustalenie prędkości wałków skrzyni biegów:

.

Prędkość obrotowa pierwszego (wejściowego) wału:

.

Częstotliwość obrotu drugiego (wyjściowego) wału:

.

2.2 Obliczanie liczby zębów kół zębatych.

Szacowana liczba zębów przekładni

określana w zależności od wartości przełożenia skrzyni biegów:

Oznaczający

zaokrąglone w górę do liczby całkowitej zgodnie z zasadami matematyki: .

Szacowana liczba zębów koła

, niezbędny do realizacji przełożenia, określa zależność: .

Oznaczający

zaokrąglone w górę do liczby całkowitej: .

2.3 Określenie rzeczywistego przełożenia:

.

2.4 Określenie sprawności skrzyni biegów.

Do przekładni stożkowej

.

Moment obrotowy (obciążenie) na wale wyjściowym skrzyni biegów:

.

Na wale wejściowym:

.

2.5 Wyznaczanie znamionowych momentów obciążenia na każdym wale, schemat mechanizmu.

Moc na wale wyjściowym skrzyni biegów, kW:

kW , gdzie: - moment obrotowy wału wyjściowego, - prędkość obrotowa wału wyjściowego.

Szacunkowa moc silnika elektrycznego.

PAŃSTWOWA UCZELNIA TECHNICZNA W IRKUCKIM

Katedra Projektowania i Normalizacji w Inżynierii Mechanicznej

Teoria maszyn i mechanizmów

Instrukcje metodyczne i zadania dla sekcji:

„Wyznaczanie przełożenia w przekładniach wielostopniowych”

Irkuck 2007

Teoria maszyn i mechanizmów. Wytyczne i zadania do rozdziału: „Wyznaczanie przełożenia w przekładniach wielostopniowych”. Szmatkowa A.W. - Irkuck: Wydawnictwo ISTU. - 2007r. -20 pkt.

Niniejsze wytyczne przeznaczone są dla studentów studiujących przedmiot „Teoria Maszyn i Mechanizmów”.

Recenzent:

Podpisano do druku 20.01.07 Format 60х84 1/16

Papier do drukowania. Druk offsetowy, konw. arkusz wydruku 1.25. Uch-ed. l. 1,35

Nakład 200 egzemplarzy. S-20.

Państwowy Uniwersytet Techniczny w Irkucku

664074, Irkuck, ul. Lermontow, 83

Przedmowa

Niniejsze wytyczne przeznaczone są dla studentów studiujących przedmiot „Teoria Maszyn i Mechanizmów”.

Na tym kursie studenci powinni poznać podstawowe metody obliczania i analizowania różnych schematów mechanizmów.

W niniejszej wytycznej przedstawiono zadania i omówiono niektóre zagadnienia związane z rozwiązywaniem problemów związanych z wyznaczaniem przełożenia w przekładniach wielostopniowych.

ĆWICZENIE

Określ przełożenie mechanizmu i prędkość obrotową wału wyjściowego. Brakującą liczbę zębów kół określa się na podstawie stanu osiowania przy założeniu, że wszystkie koła mają ten sam moduł i kąt zazębienia. Schematy projektowe pokazano na rysunkach 1.1 - 1.32, dane początkowe w tabeli 1.

TEORIA

Przełożenie koła 1 do koła 2 jest stosunkiem prędkości kątowej (lub obr./min) ogniwa 1 do prędkości kątowej (lub) ogniwa 2:

.

Zatem:

Przełożeniu przypisany jest znak minus dla uzębienia zewnętrznego kół, znak plus dla uzębienia wewnętrznego. Znak przełożenia wskazuje kierunek obrotu ogniwa napędzanego w stosunku do ogniwa prowadzącego.

Przełożenie mechanizmu składającego się z k kroki określa wzór: ,

gdzie n to liczba linków zewnętrznych.

W przypadku mechanizmów planetarnych przełożenie określa wzór (tabela 2): ,

gdzie jest łącze wejściowe, jest łączem wyjściowym (nośnik), jest łączem stałym.

Jeżeli ogniwem wejściowym w mechanizmie planetarnym jest nośnik, to obliczenia przełożenia należy rozpocząć od następującego wzoru:.

numer opcji	Schemat Nr rys.	n 1 (n H1)	Z1	Z2	Z3	Z4	Z5	Z6	Z7	Z8	Z9	Z10	Z11	Z12	Z13	Z14	Z15
	1.1	1000	30	20	25	-	25	50	-	40	15	20	25	45	-	-	-
	1.2	2000	15	30	45	40	20	-	17	34	40	25	22	26	-	-	-
	1.3	1500	-	18	20	47	21	23	31	45	30	30	45	-	-	-	-
	1.4	3000	40	30	10	70	20	15	-	30	35	60	12	21	18	30	25
	1.5	2500	25	35	-	15	-	40	30	20	10	25	20	10	30	-	-
	1.6	1000	30	15	22	18	24	22	40	10	20	-	35	15	-	-	-
	1.7	2000	40	15	-	12	24	18	54	30	18	15	-	30	25	17	15
	1.8	1500	50	27	32	35	10	14	30	25	17	19	10	40	-	25	30
	1.9	3000	17	34	17	30	25	25	30	50	18	17	34	18	-	-	-
	1.10	2500	18	33	22	17	32	60	20	17	-	-	17	30	20	18	36
	1.11	1000	21	17	17	30	19	-	20	20	-	25	19	17	30	42	34
	1.12	2000	18	33	27	70	19	20	-	17	34	-	40	20	40	18	30
	1.13	1500	17	34	36	20	18	-	17	17	34	31	17	19	31	-	-
	1.14	3000	18	36	17	68	34	18	24	-	38	18	40	20	29	-	-
	1.15	2500	17	27	17	17	34	17	51	78	20	-	68	32	19	22	-
	1.16	1000	15	20	17	40	60	22	25	-	-	17	21	40	15	30	-
	1.17	2000	15	12	19	30	31	-	30	15	25	15	20	15	15	-	-
	1.18	4000	15	30	15	-	70	50	14	28	14	25	30	17	33	17	-
	1.19	1500	20	30	27	17	-	34	17	17	-	22	18	24	32	34	-
	1.20	3000	40	20	25	30	32	22	17	-	17	19	24	-	17	-	34
	1.21	1000	60	20	18	24	16	-	17	18	31	19	18	30	-	-	-
	1.22	2500	18	20	40	20	-	80	30	25	30	29	20	22	24	25	30
	1.23	4000	80	18	-	70	40	17	20	40	19	37	20	30	40	-	-
	1.24	2000	20	18	17	29	17	19	30	25	40	20	35	18	18	40	-
	1.25	3000	30	25	30	20	40	17	-	20	17	17	-	19	51	17	-
	1.26	1000	18	19	33	28	17	51	30	25	17	34	17	34	30	18	-
	1.27	2000	20	18	34	17	21	-	22	24	40	18	-	24	22	18	-
	1.28	1000	70	22	20	-	30	25	-	35	25	20	-	30	25	40	-
	1.29	4000	36	18	24	-	17	34	28	22	26	19	17	26	17	19	18
	1.30	2500	80	40	-	60	30	18	-	28	19	32	24	26	40	-	20
	1.31	1000	17	29	31	17	30	27	30	20	20	-	40	30	17	34	-
	1.32	2000	30	28	25	18	33	40	20	18	18	-	30	17	19	18	-

Tabela 1

		Rys.1.12.

	Rys.1.17.
	Rys.1.18.

	Rys.1.19.

PROCEDURA

1. Na podstawie stanu osiowania określić brakującą liczbę zębów kół.

2. Rozbij mechanizm na osobne kroki.

3. Określ przełożenie każdego stopnia.

4. Wyznacz przełożenie mechanizmu jako całości jako iloczyn przełożeń poszczególnych stopni.

Wymaganą moc napędu określa wzór:

gdzie T 2 – moment na wale wyjściowym (Nm);

n 2 - częstotliwość obrotów wału wyjściowego (obr/min).

Wyznaczenie wymaganej mocy silnika elektrycznego.

Wymaganą moc silnika określa wzór

gdzie η skrzynia biegów- sprawność skrzyni biegów;

Zgodnie ze schematem kinematycznym danego napędu, sprawność skrzyni biegów określa zależność:

η skrzynia biegów = η zaręczyny η 2 namiar η złączki ,

gdzie η zaręczyny– sprawność uzębienia; zaakceptować η zaręczyny = 0,97 ;

η namiar– sprawność pary łożysk tocznych; zaakceptować η namiar = 0,99 ;

η złączki– sprawność sprzęgła; zaakceptować η złączki = 0,98 .

1.3. Wyznaczanie częstotliwości obrotów wału silnika.

Zakres prędkości, w którym można zlokalizować prędkość synchroniczną silnika elektrycznego, określamy za pomocą wzoru:

n z = tyn 2 ,

gdzie ty- przełożenie sceny; dobieramy zakres przełożeń, który jest zalecany dla jednego stopnia przekładni czołowej w zakresie od 2 do 5.

na przykład: n z = tyn 2 = (2 - 5)200 = 400 - 1000 obr./min.

1.4. Wybór silnika.

Zgodnie z wymaganą mocą silnika elektrycznego R Cons.(jeśli się uwzględni R el.dv. ≥ R Cons.) i synchroniczna prędkość wału n z wybierz silnik elektryczny:

seria…..

moc R= ……kW

prędkość synchroniczna n z= …..rpm

prędkość asynchroniczna n 1 = …..obr/min.

Ryż. 1. Szkic silnika elektrycznego.

1.5. Określenie przełożenia skrzyni biegów.

Zgodnie z obliczoną wartością przełożenia dobieramy z szeregu przełożeń wartość standardową z uwzględnieniem błędu. Zaakceptować ty Sztuka. = ….. .

1.6. Wyznaczanie prędkości i momentów obrotowych na wałach skrzyni biegów.

Prędkość wału wejściowego n 1 = ….. obr./min.

Prędkość wału wyjściowego n 2 = ….. obr./min.

Moment obrotowy na kole wału wyjściowego:

Moment obrotowy na przekładni wału wejściowego:

2. OBLICZANIE BIEGÓW ZAMKNIĘTYCH.

2.1. Obliczenia projektowe.

1. Wybór materiału koła.

na przykład:

Koło zębate

HB = 269…302 HB = 235…262

HB 1 = 285 HB 2 = 250

2. Określamy dopuszczalne styki napięciowe zębów kół zębatych i kół :

gdzie  H Lim - granica wytrzymałości powierzchni styku zębów, odpowiadająca podstawowej liczbie cykli naprężeń przemiennych; określana w zależności od twardości powierzchni zęba lub ustalona wartość liczbowa;

na przykład:  H Lim = 2HB+70.

S H- współczynnik bezpieczeństwa; do kół zębatych o jednolitej strukturze materiału i twardości powierzchni zębów HB 350 zalecane S H = 1,1 ;

Z N– współczynnik trwałości; dla przekładni podczas długotrwałej pracy w trybie stałego obciążenia zaleca się Z N = 1 .

Wreszcie mniejsza z dwóch wartości dopuszczalnych naprężeń kontaktowych koła i przekładni jest przyjmowana jako dopuszczalne naprężenie kontaktowe [  H] 2 i [  H ] 1:[ H ] = [ H ] 2 .

3. Określ odległość środka od stanu wytrzymałości kontaktowej aktywnych powierzchni zębów .

gdzie mi itp- zmniejszony moduł sprężystości materiałów kół; w przypadku felg stalowych można zaakceptować mi itp= 210 5 MPa;

 ba- współczynnik szerokości koła w stosunku do odległości osi; dla kół położonych symetrycznie względem podpór zaleca się ψ ba = 0,2 – 0,4 ;

W celu H  jest współczynnikiem koncentracji obciążenia w obliczeniach naprężeń kontaktowych.

Aby określić współczynnik W celu H  konieczne jest określenie stosunku względnej szerokości koła koronowego do średnicy ψ bd : ψ bd = 0,5ψ ba (ty1)=….. .

Zgodnie z wykresem z rysunku ... .. biorąc pod uwagę położenie koła zębatego względem podpór, o twardości HB 350, zgodnie z wartością współczynnika ψ bd znaleźliśmy: W celu H  = ….. .

Obliczamy odległość od środka:

na przykład:

W przypadku skrzyń biegów odległość środkowa jest zaokrąglana zgodnie z szeregiem standardowych odległości środkowych lub szeregiem Ra 40 .

Przydzielać a W= 120 mm.

4. Określ moduł transmisji.

m = (0,01 – 0,02)a W= (0,01 - 0,02)120 = 1,2 - 2,4 mm.

Dla liczby modułów z otrzymanego przedziału przypisujemy standardową wartość modułu: m= 2 mm.

5. Określ liczbę zębów i kół zębatych.

Łączną liczbę zębów koła zębatego i koła określa się ze wzoru: a W = m(z 1 +z 2 )/2;

stąd z   = 2a W /m= …..; zaakceptować z  = ….. .

Liczba zębów przekładni: z  1 = z  /(ty1) = …..

Aby wyeliminować podcięte zęby z 1 ≥ z min ; dla ostrogi zaangażowania z min = 17 . Zaakceptować z 1 = ….. .

Liczba zębów koła: z 2 = z  - z 1 = .. Zalecane z 2  100 .

6. Podajemy przełożenie.

Rzeczywiste przełożenie określamy według wzoru:

Błąd wartości rzeczywistego przełożenia od wartości obliczonej:

Warunek dokładności projektu jest spełniony.

Za przełożenie skrzyni biegów bierzemy ty fakt = ….. .

7. Określamy główne wymiary geometryczne koła zębatego i koła.

Dla ściernic ciętych bez przesunięcia narzędzia:

średnice koła podziałowego

d W = d

kąt zaczepienia i kąt profilu

α W = α = 20º

średnice podziałowe

d 1 = z 1 m

d 2 = z 2 m

średnice wierzchołków zębów

d a1 = d 1 +2 m

d a2 = d 2 +2 m

średnice wnęki

d f 1 = d 1 –2,5 m

d f 2 = d 2 –2,5 m

wysokość zęba

h = 2,25 m

szerokość koła koronowego

b w = ψ ba a W

szerokość kół zębatych i kół;

b 2 = b w

b 1 = b 2 + (3 - 5) = ..... . Zaakceptować b 1 = ….. mm.

sprawdź wartość odległości od środka

a w = 0,5  (d 1 + d 2 )

WPROWADZENIE

Przekładnia ślimakowa odnosi się do kół zębatych z przecinającymi się wałami.

Główne zalety przekładni ślimakowych: możliwość uzyskania dużych przełożeń w jednej parze, płynne załączanie, możliwość samohamowania. Wady: stosunkowo niska wydajność, zwiększone zużycie i skłonność do zacierania, konieczność stosowania drogich materiałów przeciwciernych na koła.

Przekładnie ślimakowe są droższe i bardziej skomplikowane niż koła zębate, dlatego z reguły stosuje się je, gdy konieczne jest przeniesienie ruchu między przecinającymi się wałami, a także tam, gdzie potrzebne jest duże przełożenie.

Kryterium wykonania przekładni ślimakowych jest wytrzymałość powierzchniowa zębów, która zapewnia ich odporność na zużycie oraz brak wykruszeń i zatarcia, a także wytrzymałość na zginanie. Pod wpływem krótkotrwałych przeciążeń w przekładni ślimakowej zęby ślimacznicy są sprawdzane pod kątem zginania zgodnie z maksymalnym obciążeniem.

W przypadku korpusu ślimaka przeprowadza się obliczenia weryfikacyjne sztywności, a także obliczenia termiczne.

Projektowanie odbywa się w dwóch etapach: projektowanie - z warunków wytrzymałości styku wyznaczane są główne wymiary przekładni i weryfikacja - przy znanych parametrach przekładni w warunkach jej eksploatacji wyznaczane i porównywane są naprężenia kontaktowe i zginające z tymi, na które pozwala wytrzymałość materiału.

Siły obciążające łożyska są określane i łożyska są dobierane zgodnie z ich nośnością.

OBLICZENIA KINEMATYCZNE I SIŁY

Wybór silnika

Aby wybrać silnik elektryczny, określa się jego wymaganą moc i prędkość.

Zgodnie ze wstępnymi danymi projektowymi moc potrzebną do przeprowadzenia procesu technologicznego można określić ze wzoru:

Pout \u003d F t V, (2,1)

gdzie P out - moc na wale wyjściowym napędu, W;

F t - siła trakcyjna, N;

V to prędkość ruchu ciała roboczego, m/s;

P out \u003d 1,5 kW.

Określenie ogólnej sprawności prowadzić

Następnie, zgodnie z kinematycznym łańcuchem napędowym, sprawność całkowita. całego napędu oblicza się ze wzoru:

suma = s 1 s 2 s 3 s 4 (2.2)

h ogółem = 0,80,950,980,99 = 0,74.

Tak więc w oparciu o ogólną wydajność. stało się jasne, że podczas pracy napędu tylko 74% mocy z silnika trafi do bębna wyciągarki.

Określmy wymaganą moc silnika do normalnej pracy wyciągarki:

Akceptujemy silnik o mocy 2,2 kW.

Obliczanie prędkości obrotowej wału silnika

Ponieważ na tym etapie przełożenia przekładni napędowych są nadal nieznane, a prędkość wału silnika nie jest znana, możliwe staje się obliczenie pożądanej prędkości wału silnika.

W tym celu przeprowadzono następujące obliczenia.

Wyznaczanie prędkości wału wyjściowego napędu

Zgodnie z danymi początkowymi prędkość kątową wału wyjściowego oblicza się według wzoru:

gdzie u - prędkość kątowa, s -1;

D b - średnica bębna, m;

v to prędkość ruchu ciała roboczego, m/s.

Znajdźmy częstotliwość rotacji, znając prędkość kątową ze wzoru:

obr/min (2.5)

Określanie pożądanego przełożenia napędu

Z analizy wykresu kinematycznego napędu wyciągarki elektrycznej można zauważyć, że jej całkowite przełożenie (u total) jest wynikiem przełożenia reduktora ślimakowego.

Przyjmujemy u chp = 50. Zależność między częstotliwościami obrotów wału silnika n dv a wałem wyjściowym n z określa zależność:

n dv = n z u ogółem, (2,6)

wtedy pożądana prędkość wału silnika będzie wynosić:

n silnik = 38,250 = 1910 obr./min.

Zgodnie z aktualną gamą silników, najbliżej pożądanej prędkości jest silnik o prędkości synchronicznej 1500 obr/min. W związku z powyższym ostatecznie akceptujemy silnik marki: 90L4/1395. Seria AIR, która posiada następujące cechy:

R dv \u003d 2,2 kW;

n silnik = 1500 obr/min.

Obliczenia kinematyczne

Całkowite przełożenie:

u ogółem \u003d n dv / \u003d 1500 / 38,2 \u003d 39,3.

Określmy wszystkie charakterystyki kinematyczne zaprojektowanego napędu, które będą potrzebne w przyszłości do szczegółowego zbadania przekładni. Wyznaczanie częstotliwości i prędkości obrotowych. Łatwo jest obliczyć prędkości obrotowe wszystkich wałów, zaczynając od wybranej prędkości obrotowej wału silnika elektrycznego, biorąc pod uwagę fakt, że prędkość obrotowa każdego kolejnego wału jest określona przez prędkość obrotową poprzedniego zgodnie z wzór (2.7), biorąc pod uwagę przełożenie:

gdzie n (i+1) - prędkość wału i+1, obr./min;

u i -(i+1) - przełożenie między wałami i i i+1.

Momenty na wałkach skrzyni biegów:

T 1 \u003d 9,5510 3 (P / n e) \u003d 9,5510 3 (2,2 / 1500) \u003d 14,0 Nm

T 2 \u003d T 1 u \u003d 14.039.3 \u003d 550 Nm.