Расчет мощности мотор колеса

Расчет мощности двигателя

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Примем: КПД пары цилиндрических зубчатых колес η1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи η3= 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, η4= 0,99.

Общий КПД привода η = η1* η22* η3* η4= 0,98*0,992*0,92*0,99 = 0,875.

Мощность на валу барабана

Рб = Fл*vл = 8.15*1.3 =9,78 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

РТР = Р б / η = 9,78 / 0,875 = 11,18 кВт.

Угловая скорость барабана

ωб = 2 vл / Dб = 2*1,2 / 0,42 = 5,7 рад/с.

Частота вращения барабана

nб = 30 ωб / π = 30*5,7 / 3,14 = 59,6 об/мин.

расчет мощности мотор колеса

В табл. П. 1 по требуемой мощности РТР = 11,18 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи зубчатого редуктора ip = (3 – 6) и для цепной передачи iц = (3 – 6), iобщ = ip iц = (9–36), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 Мб УЗ, с параметрами Рдв = 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523–81).

Номинальная частота вращения nдв = 1000 – 26 = 974 об/мин, а угловая скорость ωдв = π nдв /30 = 3.14*974 / 30 = 101.5 рад/с.

Проверим общее передаточное отношение: u = ωдв / ωб = 101,5 / 5,7 =17,8, что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют).

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 – 81 uр = 5, для цепной передачи uц =17,8 / 5 = 3,5.

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

расчет мощности мотор колеса

Вращающие моменты:

на валу шестерни Т1 = РТР / ω1 =11,18*103 / 101,5 = 110,15*103 Нмм.

на валу колеса Т2 = Т1 uр = 550,7*103 Нмм.

Если в задании на курсовое проектирование указан двухступенчатый редуктор, то производится расчёт вращающих моментов для третьего вала и также вводится в таблицу.

расчет мощности мотор колеса

Расчёт зубчатых колёс редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: Для шестерни: сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230–260; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200–230.

Допускаемые контактные напряжения:

σH =σHlimbKHL / [SH],

где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) σHlimb= 2НВ + 70;

KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают

KHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[σH] = 0.45 ([σh3] + [σh3])

для шестерни [σh3] = (2HB1 +70)* KHL / [SH] = (2*230+70)*1 / 1.1 =482 МПа;

для колеса [σh3] = (2HB2 +70)* KHL / [SH] =(2*200+70)*1 / 1.1 = 428МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение [σH] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа. Требуемое условие [σH] < 1,23 [σh3] выполнено.

Коэффициент KHβ, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение KHβ = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba = b /aω = 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

расчет мощности мотор колеса=

=43 (5+1)мм.

где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора u = 5.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–81 aw = 200 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: mп = (0,01 – 0,02) aw = (0,01 – 0,02) 200 = 2 – 4 мм; принимаем по ГОСТ 9563 – 80 mn = 2,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:

=(400+0,985)/15=26,2

Принимаем z1 = 26; тогда z2 = z1u =26*5 = 130.

Уточненное значение угла наклона зубьев

β = 12°50'.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

d1=mn z1 / cosβ = 2.5 *26/ 0.975 = 66.66 мм;

d2=mn z2 / cosβ = 2.5*130 / 0.975 = 333.34 мм;

Проверка: aω = 0.5 (d1 + d2) = 0.5 (66.66+333.34) = 200 мм.

диаметры вершин зубьев:

da1 = d1 + 2mn = 66,66 + 2*2,5 = 71,66 мм;

da2 = d2 + 2mп = 333,34 + 2*2,5 = 338,34 мм;

ширина колеса b2 = Ψba *aω = 0,4*200 = 80 мм;

ширина шестерни b1 = b2 + 5 мм = 85 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ψbd = b1 / d1 = 85 / 66,66 = 1,275.

Окружная скорость колес и степень точности передачи v = 0,5 ω1d1 =101,5*66,66 / = 3.38 м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки KH = KH*KHa*KHv

Значения KHβ даны в табл. 3.5; при Ψbd= 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KHβ = 1,155.

По табл. 3.4 при v = 3,38 м/с и 8-й степени точности KHa =1,08. По табл. 3.6 для косозубых колес при v < 5 м/с имеем KHv = 1,0.

Таким образом, KH = 1,155 * 1,08 * 1,0 = 1,245.

Проверка контактных напряжений по формуле:

расчет мощности мотор колеса

Силы, действующие в зацеплении:

окружная Ft = 2T1 / d1 = 2*110,15*103 / 66.66 = 3304,8 H;

радиальная Fr = Ft tga / cosβ = 3304,8*tg 200 / cos120 50´ = 1233,7 Н;

осевая Fr = Ft tg β = 3304,8*tg 12°50' = 731,6 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

Здесь коэффициент нагрузки KF = KFβKFv. По табл 3.7 при \|/м = 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFβ = 1,33. По табл. 3.8, KFv = 1,3. Таким образом, коэффициент KF = 1,33*1,3 = 1,73; YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:

zv1 = z1 / cos3 β;

σ0Flimb = 1,8*230 = 414 МПа;

для колеса

σ0Flimb =1,8*200 =360 МПа.

[SF] = [SF]'[SF]» – коэффициент безопасности (см. табл. 3.9), где [SF]' = 1,75,

[SF]» = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни [σF1] = 414 / 1,75= 236,6 МПа;

Находим отношения [SF] / YF

для шестерни 236,6 / 3.84 =61,6 МПа,

для колеса 205,7 /3,6 = 57,4 МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yβ и КFa:

Yβ = 1- β 0 / 140 = 1 – 12,8 / 140 = 1 – 0,09 = 0,91.

расчет мощности мотор колеса

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия εa =1.5 и 8- й степени точности KFa = 0.92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

расчет мощности мотор колеса< [σF]

σF2 = 3304,8*1.73*3.6*0.91*0.92 /80*2.5 = 86,16 МПа < [σF] = 205,7 МПа.

Условие прочности выполнено.

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τк] = 25 МПа.

расчет мощности мотор колеса

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dBl. Как правило, принимают dBl = (0,7–1) dдв. Некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного нами электродвигателя диаметр вала равен 42 мм. Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424 – 75 с расточками полумуфт под dдв = 42 мм и dв1 = 32 мм (рис 12.3). Примем под подшипниками dв1 = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Предварительный расчёт валов редуктора 2

Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача (так приведено в ряде заданий на курсовое проектирование).

В этом случае диаметр вала редуктора рекомендуется принимать равным диаметру вала двигателя.

Ведомый вал: учитывая влияние изгиба от натяжения цепи, принимаем [τк] = 20 МПа. Диаметр выходного конца вала

расчет мощности мотор колеса

Ведомый вал

Принимаем ближайшее из стандартного ряда размеров dв2 = 55 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем 60 мм, под зубчатым колесом 65 мм.

Диаметры остальных участков назначаем исходя из конструктивных соображений.

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d1 = 66,66 мм; dа1 = 71,66 мм; b1 = 85 мм.

Колесо кованое d2 = 333,34 мм; dа2 = 338,34 мм; b2 = 80 мм.

Диаметр ступицы dст = 1,6dк2 = 1,6*65 = 100 мм; длина ступицы lст = (1,2 – 1,5) dк2 = (1,2 – 1,5)*65 = 78 – 98 мм, принимаем lст = 80 мм.

Толщина обода b0 = (2,5 – 4) mn = (2,5 – 4)*2,5 = 6,25 – 10 мм, принимаем b0 = 10 мм.

Толщина диска С = 0,3b2 = 0,3*80 = 24 мм.

Толщина стенок корпуса и крышки: b = 0,025а + 1 = 0,024*200 + 1 = 6 мм, принимаем b = 8 мм; b1 = 0,02а + 1 = 0,02*200 + 1 = 5 мм, принимаем b1 = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5b = 1,5*8 = 12 мм; b1 = 1,5b1 = 1,5*8 = 12 мм;

нижнего пояса корпуса

р = 2,35b = 2,35*8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментальных d1 = (0,03 – 0,036) а + 12 =(0,03 – 0,036) 200 + 12 = 18 – 19,2 мм; принимаем болты с резьбой М20.

крепящих крышку к корпусу у подшипников d2 = (0,7 – 0,75) d1 = 14 – 15 мм, принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом d3 = (0,5 – 0,6) d1 = 10 – 20 мм; принимаем болты с резьбой М12.

РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЯ НАСОСА

Мощность двигателя ТМН складывается из мощности, расхо­дуемой на сжатие газа; мощности, необходимой для компенсации механических потерь, и мощности, необходимой для привода мас­ляного насоса, если он не имеет индивидуального двигателя.

Мощность, расходуемая на сжатие газа, близка к изотер­мической, так. как, несмотря на большие отношения давле­ний (до 108. 1010), ТМН отли­чаются очень малой плотностью газа (диапазон давлений вса­сывания Ю-10. 10"2 Па).

Под сжатием газа в ТМН понимают перенос рабочими ко­лесами молекул газа в направ­лении повышения давлений, который основан на различ­ном сопротивлении потокам газа.

Механические потери в ТМН невелики: как правило, ротор насоса вращается в подшипниках качения высокого класса. Обычно для ТМН механический КПД т)мех = 0,95. 0,97. Мощность, затрачиваемая на сжатие газа в насосе, (Вт)

Где т — массовый расход, кг/с, т = Sp ( S — быстрота действия насоса, м3/с; р — плотность газа, кг/м3, р = P / RT ); LM 3 — изотермическая работа, Дж/кг, Аиз = 2,3 RT Lg (рф/р) ( R —газовая постоянная, Дж/(кг - К); Т — температура сжимаемого газа, град; рф — форвакуумное давление, Па; р — минимальное рабочее давление всасывания, Па).

Мощность двигателя масляного насоса (Вт)

Где Ум— объемный расход масла, м3/с; рн. м и ры — давления нагнетания и вса­сывания масляного насоса соответственно, Па; H — напор, создаваемый насосом, м; рм — плотность масла, кг/м3.

Мощность двигателя ТМН (Вт)

Max-

Целесообразно (особенно для ТМН с большой быстротой дейст­вия) мощность двигателя, вычисленную по этой формуле, уве­личить на 10. 15 % для увеличения момента трогания и сокра­щения времени выбега ротора.

ВАКУУМНЫЕ ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ

РАБОЧАЯ СТУПЕНЬ НАСОСА

Ступень турбомолекулярного вакуумного насоса состоит из вращающегося рабочего колеса и расположенного за ним непод­вижного статорного колеса, имеющего, как правило, те же гео­метрические размеры, что и роторные колеса; угол установки лопаток или наклона паза статорного колеса принимают зеркаль­ным по отношению к углу установки лопаток или наклона паза роторного колеса. Основными параметрами характеристики статорного и ротор­ного колеса […]

ВЛИЯНИЕ ГЕОМЕТРИИ МЕЖЛОПАТОЧНОГО КАНАЛА РАБОЧЕГО КОЛЕСА, ТЕМПЕРАТУРЫ И РОДА ОТКАЧИВАЕМОГО ГАЗА НА ОТКАЧНУЮ ХАРАКТЕРИСТИКУ

Рот Рис. 162. Схема экспериментального трех­колесного пакета Основные параметры откачной характеристики рабочего колеса насоса с различными а и а! Ь прежде всего зависят от отно­шения окружной скорости колеса к наиболее вероятной скорости О А ^А^Т— ^ TOC o "1-3" h z Е ОА —I ■ S I 0,1 —— | "I

РАСЧЕТ РАБОЧИХ КОЛЕС НАСОСА

Расчет рабочего колеса насоса состоит в определении конеч­ного и начального диаметров лопаток или высоты пазов при выб­ранной геометрии межлопаточных каналов, числа лопаток или пазов, ширины рабочего колеса, при которых с минимальным на­ружным диаметром обеспечивается заданная быстрота откачки. Определение основных размеров колеса основано на обеспече­нии допустимого напряжения в корневом сечении лопаток. Максимальная быстрота откачки Smax рабочего […]

Расчет мощности двигателя

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже.

Подобные документы

Кинематический и силовой расчёт привода барабана лебедки. Выбор электродвигателя. Передаточные отношения привода и отдельных передач. Частоты вращения, угловые скорости и мощности. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

курсовая работа [332,0 K], добавлен 18.02.2012

Кинематический расчет привода редуктора. Выбор и проверка электродвигателя с определением передаточного числа привода и вращающих моментов на валах. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода. Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений.

курсовая работа [377,6 K], добавлен 16.04.2011

Кинематическая схема привода ленточного конвейера. Кинематический расчет электродвигателя. Определение требуемуй мощности электродвигателя, результатов кинематических расчетов на валах, угловой скорости вала двигателя. Расчет зубчатых колес редуктора.

курсовая работа [100,3 K], добавлен 26.01.2010

Кинематический расчет привода. Выбор мощности двигателя, передаточных отношений привода. Определение оборотов валов, вращающих моментов. Срок службы приводного устройства. Выбор материала зубчатого колеса и шестерни. Подбор муфты, валов и подшипников.

курсовая работа [742,2 K], добавлен 05.05.2011

Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес, валов на кручение по допускаемым напряжениям. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипника. Компоновка и сборка редуктора.

курсовая работа [44,1 K], добавлен 26.03.2010

Проектирование привода для ленточного транспортера. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес редуктора, валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры шестерни и колеса корпуса редуктора. Этапы компоновки, сборка редуктора.

курсовая работа [224,9 K], добавлен 29.01.2010

Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.

курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Проверка долговечности подшипников ведущего вала. Уточненный расчет ведущего вала.

курсовая работа [287,9 K], добавлен 24.08.2012

Выполнение кинематического расчета привода: выбор электродвигателя, определение частот вращения и вращающих моментов на валах. Расчет зубчатых передач и проектные расчеты валов. Выбор типа и схемы установки подшипников. Конструирование зубчатых колес.

курсовая работа [1,7 M], добавлен 23.09.2010

Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор масла.

курсовая работа [144,3 K], добавлен 21.07.2008

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Примем: КПД пары цилиндрических зубчатых колес ?1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ?2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи ?3= 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, ?4= 0,99.

Общий КПД привода ? = ?1* ?22* ?3* ?4= 0,98*0,992*0,92*0,99 = 0,875.

Мощность на валу барабана

Рб = Fл*vл = 8.15*1.3 =9,78 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

РТР = Р б / ? = 9,78 / 0,875 = 11,18 кВт.

Угловая скорость барабана

?б = 2 vл / Dб = 2*1,2 / 0,42 = 5,7 рад/с.

Частота вращения барабана

nб = 30 ?б / ? = 30*5,7 / 3,14 = 59,6 об/мин.

В табл. П. 1 по требуемой мощности РТР = 11,18 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи зубчатого редуктора ip = (3 - 6) и для цепной передачи iц = (3 - 6), iобщ = ip iц = (9-36), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 Мб УЗ, с параметрами Рдв = 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523-81).

Номинальная частота вращения nдв = 1000 - 26 = 974 об/мин, а угловая скорость ?дв = ? nдв /30 = 3.14*974 / 30 = 101.5 рад/с.

Проверим общее передаточное отношение: u = ?дв / ?б = 101,5 / 5,7 =17,8, что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют).

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 - 81 uр = 5, для цепной передачи uц =17,8 / 5 = 3,5.

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вращающие моменты:

на валу шестерни Т1 = РТР / ?1 =11,18*103 / 101,5 = 110,15*103 Нмм.

на валу колеса Т2 = Т1 uр = 550,7*103 Нмм.

Если в задании на курсовое проектирование указан двухступенчатый редуктор, то производится расчёт вращающих моментов для третьего вала и также вводится в таблицу.

Расчёт зубчатых колёс редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: Для шестерни: сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230-260; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200-230.

Допускаемые контактные напряжения:

?H =?HlimbKHL / [SH],

где ?Hlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) ?Hlimb= 2НВ + 70;

KHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают

KHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[?H] = 0.45 ([?h3] + [?h3])

для шестерни [?h3] = (2HB1 +70)* KHL / [SH] = (2*230+70)*1 / 1.1 =482 МПа;

для колеса [?h3] = (2HB2 +70)* KHL / [SH] =(2*200+70)*1 / 1.1 = 428МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение [?H] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа. Требуемое условие [?H] < 1,23 [?h3] выполнено.

Коэффициент KH?, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение KH? = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ?ba = b /a? = 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

=43 (5+1)мм.

где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора u = 5.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-81 aw = 200 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: mп = (0,01 - 0,02) aw = (0,01 - 0,02) 200 = 2 - 4 мм; принимаем по ГОСТ 9563 - 80 mn = 2,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев ? = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:

=(400+0,985)/15=26,2

Принимаем z1 = 26; тогда z2 = z1u =26*5 = 130.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

d1=mn z1 / cos? = 2.5 *26/ 0.975 = 66.66 мм;

d2=mn z2 / cos? = 2.5*130 / 0.975 = 333.34 мм;

Проверка: a? = 0.5 (d1 + d2) = 0.5 (66.66+333.34) = 200 мм.

диаметры вершин зубьев:

da1 = d1 + 2mn = 66,66 + 2*2,5 = 71,66 мм;

da2 = d2 + 2mп = 333,34 + 2*2,5 = 338,34 мм;

ширина колеса b2 = ?ba *a? = 0,4*200 = 80 мм;

ширина шестерни b1 = b2 + 5 мм = 85 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

?bd = b1 / d1 = 85 / 66,66 = 1,275.

Окружная скорость колес и степень точности передачи v = 0,5 ?1d1 =101,5*66,66 / = 3.38 м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки KH = KH*KHa*KHv

Значения KH? даны в табл. 3.5; при ?bd= 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KH? = 1,155.

По табл. 3.4 при v = 3,38 м/с и 8-й степени точности KHa =1,08. По табл. 3.6 для косозубых колес при v < 5 м/с имеем KHv = 1,0.

Таким образом, KH = 1,155 * 1,08 * 1,0 = 1,245.

Проверка контактных напряжений по формуле:

Силы, действующие в зацеплении:

окружная Ft = 2T1 / d1 = 2*110,15*103 / 66.66 = 3304,8 H;

радиальная Fr = Ft tga / cos? = 3304,8*tg 200 / cos120 50? = 1233,7 Н;

осевая Fr = Ft tg ? = 3304,8*tg 12°50' = 731,6 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

Здесь коэффициент нагрузки KF = KF?KFv. По табл 3.7 при \|/м = 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KF? = 1,33. По табл. 3.8, KFv = 1,3. Таким образом, коэффициент KF = 1,33*1,3 = 1,73; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:

zv1 = z1 / cos3 ?;

у шестерни zv1 = 26 / 0.9753 = 28,

у колеса zv2 = 130 / 0.9753 = 140,

YFl = 3,84 и YF2 = 3,60 (см. с. 42).

Допускаемое напряжение

[?F] = ?0Flimb / [S]

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости HB < 350 ?0Flimb = 1,8HB.

?0Flimb = 1,8*230 = 414 МПа;

для колеса

?0Flimb =1,8*200 =360 МПа.

[SF] = [SF]'[SF]» - коэффициент безопасности (см. табл. 3.9), где [SF]' = 1,75,

[SF]» = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни [?F1] = 414 / 1,75= 236,6 МПа;

для колеса [?F1] = 360 / 1,75 =205,7 МПа.

Находим отношения [SF] / YF

для шестерни 236,6 / 3.84 =61,6 МПа,

для колеса 205,7 /3,6 = 57,4 МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y? и КFa:

Y? = 1- ? 0 / 140 = 1 - 12,8 / 140 = 1 - 0,09 = 0,91.

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия ?a =1.5 и 8- й степени точности KFa = 0.92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

< [?F]

?F2 = 3304,8*1.73*3.6*0.91*0.92 /80*2.5 = 86,16 МПа < [?F] = 205,7 МПа.

Условие прочности выполнено.

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [?к] = 25 МПа.

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dBl. Как правило, принимают dBl = (0,7-1) dдв. Некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного нами электродвигателя диаметр вала равен 42 мм. Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424 - 75 с расточками полумуфт под dдв = 42 мм и dв1 = 32 мм (рис 12.3). Примем под подшипниками dв1 = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Предварительный расчёт валов редуктора 2

Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача (так приведено в ряде заданий на курсовое проектирование).

В этом случае диаметр вала редуктора рекомендуется принимать равным диаметру вала двигателя.

Ведомый вал: учитывая влияние изгиба от натяжения цепи, принимаем [?к] = 20 МПа. Диаметр выходного конца вала

Ведомый вал

Принимаем ближайшее из стандартного ряда размеров dв2 = 55 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем 60 мм, под зубчатым колесом 65 мм.

Диаметры остальных участков назначаем исходя из конструктивных соображений.

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d1 = 66,66 мм; dа1 = 71,66 мм; b1 = 85 мм.

Колесо кованое d2 = 333,34 мм; dа2 = 338,34 мм; b2 = 80 мм.

Диаметр ступицы dст = 1,6dк2 = 1,6*65 = 100 мм; длина ступицы lст = (1,2 - 1,5) dк2 = (1,2 - 1,5)*65 = 78 - 98 мм, принимаем lст = 80 мм.

Толщина обода b0 = (2,5 - 4) mn = (2,5 - 4)*2,5 = 6,25 - 10 мм, принимаем b0 = 10 мм.

Толщина диска С = 0,3b2 = 0,3*80 = 24 мм.

Толщина стенок корпуса и крышки: b = 0,025а + 1 = 0,024*200 + 1 = 6 мм, принимаем b = 8 мм; b1 = 0,02а + 1 = 0,02*200 + 1 = 5 мм, принимаем b1 = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5b = 1,5*8 = 12 мм; b1 = 1,5b1 = 1,5*8 = 12 мм;

нижнего пояса корпуса

р = 2,35b = 2,35*8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментальных d1 = (0,03 - 0,036) а + 12 =(0,03 - 0,036) 200 + 12 = 18 - 19,2 мм; принимаем болты с резьбой М20.

крепящих крышку к корпусу у подшипников d2 = (0,7 - 0,75) d1 = 14 - 15 мм, принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом d3 = (0,5 - 0,6) d1 = 10 - 20 мм; принимаем болты с резьбой М12.

Калькулятор параметров электромобиля

Прислано dasp в вт, 09/02/2010 - 10:04

Итак, выполняя намеченные планы, мы можем продолжить тестирование предварительной версии калькулятора электромобилей. Часть возможностей можно применять для расчета параметров автомобиля. На данный момент вы сможете потестировать предварительную версию калькулятора. Для получения возможности проводить вычисления в вашем браузере должна быть включена поддержка JavaScript. При введении дробных величин используйте дробную точку как разделитель.

12.12.12 - уточнен расчет пиковой мощности электродвигателя

Параметры шасси для расчетов Полная масса автомобиля с нагрузкой, m (кг) Коэффициент сопротивления воздуха для кузова шасси, Cx (Н*с 2 /м 4 ) Лобовая площадь кузова шасси, S (м 2 ) Радиус ведущего колеса, r (м) Передаточное число коробки передач, uкп Передаточное число главной передачи, uгп Коэффициент трения качения, ƒ Угол уклона дороги, α (°) Требуемая скорость, ν (км/ч) Время разгона до скорости ν, t (сек) Рассчитать параметры двигателя

Параметры двигателя

Частота вращения вала двигателя, n (об/мин) Номинальный крутящий момент, Н*м Пиковый крутящий момент, Н*м Номинальная мощность, Вт Пиковая мощность, Вт

Источники:
www.kazedu.kz, msd.com.ua, knowledge.allbest.ru, sdisle.com

Следующие статьи:


17 июля 2019 года

Комментариев пока нет!
Ваше имя *
Ваш Email *

Сумма цифр справа: код подтверждения

Популярное:

  • Электромобили детские схемы электрические (313)
  • Не работает детский электромобиль причины (287)
  • Как увеличить мощность детского электромобиля (192)
  • Схема детского электромобиля с двумя двигателями (182)
  • Подключить аккумулятор детскому электромобилю (158)
  • Не заряжается электромобиль детский причины (151)

  • Надавно добавленные материалы:

    Bmw x5 детский электромобиль

    Лицензионный детский электромобиль M 2762 (MP4) EBR-1 BMW X5, белый - оборудован встроенным планшетом, также есть разъёмы для подключения внешних устройств, что делает

    Читать далее

    Детский электромобиль bmw z4

    Доставка в Мариуполь из другого городаДетский электромобиль BMW Z4 белый, Rastar (?81800/1) В этой детской версии элитного автомобиля все, как

    Читать далее

    Bmw x6 jj258 электромобиль

    Детский электромобиль JJ 258 R-1 джип BMW X6 белый - дизайн этого превосходного детского электромобиля сделан в стиле джипа компании

    Читать далее

    Детские электромобили bmw x6

    Детский электромобиль M 0569 BMW X6 кабриолет на радиоуправлении Детский электромобиль M 0569 BMW X6 кабриолет предназначен для детей от 2-до 8

    Читать далее

    Детский электромобиль bmw х6

    Также у нас вы можете приобрести запасной редуктор для электромобиля BMW x6 JJ 258 - редуктор

    Читать далее

    Детский аккумуляторный электромобиль bmw

    Каталог детских электромобилей BMW находится по адресу – http://hybroid.ru/kidselectriccars/bmwДетские электромобили с аккумуляторной батареей вряд ли можно назвать детской игрушкой. Это скорее

    Читать далее

    Детский электромобиль джип bmw

    Детский электромобиль JJ 258 R-4 джип BMW X6 синий - детский электромобиль имеет обтекаемый корпус с изящными изгибами, яркие

    Читать далее