Расчет передаточного числа шестерен

8.4: Передаточное отношение

Передачи используются не только для передачи мощности, но также для обеспечения возможности настройки механического преимущества для механизма. Как обсуждалось во введении к данному блоку, в некоторых случаях электромотор сам по себе обладает достаточной мощностью для выполнения конкретной задачи, но выходные характеристики электромотора не соответствуют требованиям. Электромотор, который вращается ОЧЕНЬ быстро, но при очень малом крутящем моменте , не подходит для подъема тяжелого груза. В таких случаях возникает необходимость использования передаточного отношения для изменения выходных характеристик и создания баланса крутящего момента и скорости.

Представьте себе велосипед: велосипедист обладает ограниченной мощностью, и хочет обеспечить максимальное использование этой мощности в любой момент времени.

Путем изменения механического преимущества изменяется скорость движения. Мощность представляет собой количество проделанной работы в единицу времени. Чем больше количество работы. тем ниже скорость ее выполнения.

Пример 8.1

В примере 8.1 показано, что если на стороне входа рычаг сместится на 1 метр, на стороне выхода рычаг сместится на 4 метра. Разница пропорциональна соотношению между длинами рычагов.

Длина на выходе / Длина на входе = 8 / 2 = 4

Интересно то, что оба расстояния преодолеваются за одно и то же время. Давайте представим, что смещение рычага на входе на 1 метр происходит за 1 секунду, так что скорость движения на входе составляет 1 метр в секунду. В то же время, на выходе смещение на 4 метра также происходит за 1 секунду, так что скорость движения здесь составляет 8 метров в секунду. Скорость на выходе БОЛЬШЕ скорости на входе за счет соотношения между длинами рычагов.

Пример 8.2

В примере 8.2 представлена та же система, что и в примере 8.1, но теперь на вход действует сила, равная 4 ньютонам. Какова равнодействующая сила на выходе?

Прежде всего, необходимо рассчитать приложенный момент в центре вращения, вызванный входной силой, с помощью формул из Блока 7:

Крутящий момент = Сила х Расстояние от центра гравитации = 4 Н х 2 м = 8 Н-м

Далее, необходимо рассчитать равнодействующую силу на выходе:

Сила = Крутящий момент / Расстояние = 8 Н-м / 8 м = 1 ньютон

Глядя на эти два примера, мы видим, что если система смещается на 1 метр под действием входной силы, равной 4 ньютона, то на выходе она сместится на 4 метра под действием силы, равной 1 ньютон. При меньшей силе рычаг смещается быстрее!

Мы можем видеть, как механическое преимущество (выраженное в форме рычагов) может быть использовано для управления входной силой в целях получения требуемого выхода. Передачи работают по тому же принципу.

Цилиндрическая прямозубая шестерня по сути представляет собой серию рычагов. Чем больше диаметр шестерни, тем длиннее рычаг.

Пример 8.3

Как видно из примера 8.3, результатом крутящего момента, приложенного к первой шестерне, является линейная сила, возникающая на кончиках ее зубьев. Эта же сила воздействует на кончики зубьев шестерни, с которой зацепляется первая шестерня, заставляя вторую вращаться по действием крутящего момента. Диаметры шестерен становятся длиной рычагов, при этом изменение крутящего момента равносильно соотношению диаметров. Если малые шестерни приводят в движение больше шестерни, крутящий момент увеличивается. Если большие шестерни приводят в движение малые шестерни, крутящий момент уменьшается.

Пример 8.4

В примере 8.4, если входная 36-зубая шестерня поворачивается на расстояние одного зуба (d = ширина 1 зуба), это означает, что она поворачивается на 1/36-ю своего полного оборота (а1 = 360 / 36 = 10 градусов). Поворачиваясь, она приводит в движение 60-зубую шестерню, заставляя последнюю смещаться также на 1 зуб. Тем не менее, для 60-зубой шестерни это означает смещение всего лишь на 1/60-ю полного оборота (а2 = 360 / 60 = 6 градусов).

Когда малая шестерня проходит определенное расстояние в заданный интервал времени, большая шестерня при этом проходить меньшее расстояние. Это означает, что большая шестерня вращается медленнее малой. Этот принцип работает в обоих направлениях. Если малые шестерни приводят в движение больше шестерни, скорость понижается. Если большие шестерни приводят в движение малые шестерни, скорость повышается.

Из примеров 8.1 - 8.4 видно, что отношение между размерами двух зацепляющихся между собой шестерен пропорционально изменению крутящего момента и скорости между ними. Это называется передаточным числом.

Как обсуждалось выше, количество зубьев шестерни прямо пропорционально ее диаметру, поэтому для расчета передаточного отношения вместо диаметра можно просто считать зубья.

Передаточное отношение выражается как (зубья ведущей шестерни) : (зубья ведомой шестерни), поэтому представленная выше пара шестерен может быть описана как 12:60 (или 36 к 60).

Передаточное число рассчитывается по формуле (зубья ведомой шестерни) / (зубья ведущей шестерни)

Поэтому передаточное число = зубья ведомой шестерни / зубья ведущей шестерни = 60/36 = 1,67

Как обсуждалось выше, передаточное отношение выражается как (зубья ведущей шестерни) : (зубья ведомой шестерни), так что пара шестерен, представленная выше, может быть выражена как 12:60 (или 12 к 60).

Передаточное число рассчитывается по формуле (зубья ведомой шестерни) / (зубья ведущей шестерни)

Поэтому передаточное число = Зубья ведомой шестерни / Зубья ведущей шестерни = 60/12 = 5

Глядя на пример, представленный выше...

Предельный перегрузочный момент второго вала может быть рассчитан по формуле:

Выходной момент = Входной момент х Передаточное число

Выходной момент = 1,5 Н-м х 5 = 7,5 Н-м

Свободная скорость второго вала может быть рассчитана по формуле:

Выходная скорость = Входная скорость / Передаточное число = 100 об/мин / 5 = 20 об/мин

Второй вал, таким образом, вращается со свободной скоростью 20 об/мин, при этом предельный перегрузочный момент равен 7,5 Н-м. При понижении скорости крутящий момент увеличивается.

Для второго примера расчеты могут быть произведены тем же способом.

Передаточное число = Зубья ведомой шестерни / Зубья ведущей шестерни = 12/60 = 0,2

Выходной момент = Входной момент х Передаточное число = 1,5 Н-м х 0,2 = 0,3 Н-м

Выходная скорость = Входная скорость / Передаточное число = 100 об/мин / 0,2 = 500 об/мин

Второй вал, таким образом, вращается со свободной скоростью 500 об/мин, при этом предельный перегрузочный момент равен 0,3 Н-м. При повышении скорости крутящий момент уменьшается.

калькулятор передаточных чисел для зубчатых передач

Навяно этим сообщением.

Передаточное число – это отношение числа зубьев ведомой шестерни к числу зубьев ведущей. Т.е. если одна (ведомая) шестерня имеет 60 зубьев, а другая (ведущая) – 30, то передаточное число данной пары равно 2 (60/30).

Передаточное число важно учитывать, когда необходимо заставить двигаться механизм с определенной скоростью: чем больше передаточное число, тем медленнее вращается ведомая шестерня и наоборот.
Так же экспериментируя с передаточным числом зубчатой передачи, можно увеличить точность движения механизма: при передаточном большом числе, ведомая шестерня провернется на маленький угол при значительном повороте ведущей. Это к тому же иногда позволяет убрать паразитный люфт.

При большом количестве различных шестерней в наборах Lego Mindstorms и их возможного взаимного положения, расчет передаточного числа становится нетривиальной задачей. В таком случае при расчете может помочь данный калькулятор.

В верхней части калькулятора можно задать ведущую и ведомую шестерни (программа сама предложит только реально возможные варианты). Сразу после этого выдастся результат. Например,

The total final gear ratio is 1:36
- передаточное число - отношение 1 к 36
The speed is decreased 36 times.
- скорость уменьшается в 36 раз
The torque is increased 36 times.
- крутящий момент увеличивается в 36 раз
The follower gear rotates 0.027778 time per each revolution of the driver gear.
- ведомая шестерня поворачивается 0.028 раз за каждый полный поворот ведущей шестерни

Можно также задать определенный сервомотор и получить характеристики движения для заданной зубчатой передачи. Например,

The theoretical output speed will be 2.3 RPM at 7V and 3.3 RPM at 9V.
- теоретическая скорость будет 2.3 поворота в минуту на 7 вольтах и 3.3 поворота в минуту на 9 вольтах
The theoretical output torque will be 601.2 N.cm.
- теоретический крутящий момент будет 601 Ньютон на сантиметр.

В конце страницы можно воспользоваться автоматическим подсказчиком, который поможет определить какие шестерни можно вообще испольовать при заданном взаимном расположении их друг от друга.

передаточные числа рядов и главных пар

Калькулятор КПП позволяет рассчитать зависимость скорости автомобиля от рабочих оборотов двигателя на каждой передаче с учетом ряда параметров: передаточное отношение ряда в КПП, главной пары (редуктора), размера колес. Расчет ведется для двух разных конфигураций КПП для проведения сравнительного анализа. Это позволяет правильно подобрать тюнинговый ряд и ГП для коробки переключения передач.

Результаты расчета КПП выводятся в табличном и графическом виде. Графики позволяют произвести визуальный анализ, оценить «длину» каждой передачи, и «разрыв» между ними (на сколько падают обороты двигателя при переключении на повышенную передачу)

Заполните графы параметров колеса: ширину и высоту профиля покрышки (ищите маркировку на боковине покрышки) и диаметр колесного диска. Обратите внимание: маркировка R на покрышке означает ее конструкцию – радиальная, например, R14 - покрышка радиальной конструкции диаметром 14 дюймов.
Введите передаточное число главной пары и каждой передачи в соответствующие графы калькулятора КПП (разделитель дробной части – точка). Если шестой передачи нет, вводите ноль.
Нажмите кнопку «Рассчитать КПП».

Ряды КПП переднеприводных ВАЗ (конструктив 2108)

ряд КПП	1 передача	2 передача	3 передача	4 передача	5 передача	6 передача
стандартный	3,636	1,950	1,357	0,941	0,784	–
5 ряд	2,923	1,810	1,276	0,969	0,784
6 ряд	2,923	1,810	1,276	1,063	0,941
7 ряд	2,923	2,050	1,555	1,310	1,129
8 ряд	3,415	2,105	1,357	0,969	0,784
11 ряд	3,636	2,222	1,538	1,167	0,880
12 ряд	3,170	1,950	1,357	1,031	0,784
15 ряд	3,170	1,810	1,276	0,941	0,730
18 ряд	3,170	2,105	1,480	1,129	0,880
20 ряд	3,170	1,950	1,276	0,941	0,730
102 ряд	3,170	1,950	1,357	0,941	0,730
103 ряд	2,923	1,950	1,357	0,941	0,692
104 ряд	2,923	1,950	1,357	1,031	0,692
111 ряд	3,170	2,222	1,538	1,167	0,880
200 ряд	2,923	2,222	1,76	1,39	1,167

Графики зависимости скорости автомобиля от рабочих оборотов двигателя на каждой передаче.

Число передаточное - Энциклопедия по машиностроению XXL

Частота вращения 21 Число передаточное 35 [c.282]

По ГОСТ 16530—70 для зубчатых передач вводится еще понятие передаточного числа. Передаточное число — отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни. Например, если ведущим является звено 1, а ведомым звено 2, то передаточное число [c.259]

Для всех передач, помимо других требований, существенное значение имеют коэффициент полезного действия (к.п.д. передачи) и величина передаточного числа. Передаточное число ременной передачи может достигать десяти, а ее к.п.д. —около 0,95, т. е. около 5 /о энергии теряется при проскальзывании ремня и его колебаниях. [c.46]

Угол профиля в точке на концентрической окружности зубчатого колеса, проходящей через центр ролика (шарика) Ход зуба (винтовой линии) Число передаточное Число зубьев [c.379]

Теребильный аппарат. В силу общих для всех машин требований (наименьший расход энергии и наибольшая надёжность в работе) и специфических условий процесса теребления теребильный аппарат должен а) обеспечивать захват стеблей минимальной длины б) давать ленту с наименьшей растянутостью корней Д в) иметь наименьшее количество вращающихся частей, в том числе передаточных зубчатых колёс г) иметь наименьшее количество изгибов теребильных лент. [c.139]

Числа передаточные 755 Циклоиды — Построение и уравнения 110—112 [c.1004]

Передаточное число 1 Передаточное число 1 Передаточное число / Передаточное число 1 [c.509]

Задача заключается в определении комплексных значений передаточных функций Wjk, связывающих /-выход с /г-входом при заданных значениях комплексного параметра S и коэффициентов уравнений динамики. Общее число передаточных функций для конвективно-радиационного теплообменника — 24. Для радиационных теплообменников и трубопроводов число передаточных функций снижается соответственно до 12 и 7. При моделировании динамических свойств парогенераторов на ЭВМ используются два способа определения частотных характеристик теплообменников численный и аналитический. [c.106]

Введем такое понятие, как характеристическая передаточная функция. Характеристической частотной передаточной функцией будем называть такую передаточную функцию, значения которой лри любой фиксированной частоте со, являются характеристическими числами передаточной матрицы системы. [c.118]

Передаточное число— см. Число передаточное [c.363]

В работе [10] на первом этапе синтеза находятся схемы механизмов (коды подсоединения внешних элементов), развертываемые на основе множества схем составных механизмов. Основное требование, которое при этом предъявлялось к ним, — удовлетворение заданному числу передаточных отношений. Однако возможен и другой, более эффективный подход. [c.25]

При построении множества всех возможных различных неинвариантных режимов желательно иметь оценку числа передаточных функций (2.27), которые можно получить с помощью рассматриваемого класса механизмов при заданных z и а, если всеми возможными способами выбирать входное и выходное звенья, а также накладывать на скорости вращения [c.61]

Для получения крутящего момента, различного по величине и необходимого для работы автомобиля в разных условиях, в коробке передач имеется несколько пар шестерен с различным передаточным числом. Передаточные числа коробок передач приведены в табл. 5. [c.207]

Динамика теплообмена однородных (а также некоторых составных) термоприемников достаточно полно определяется четырьмя передаточными функциями (см. уравнение (4.20)). Для составных (много-элементных) термоприемников число передаточных функций может быть большим. [c.68]

Число передаточное 225, 227 Чугун. Определение 135 [c.351]

Передаточные числа редукторов, также как и коэффициент ширины колес и углы наклона зубьев, приняты по ГОСТ 2185—55. Распределение общего передаточного числа между отдельными ступенями оказывает существенное влияние на вес, размеры и конструктивные особенности редукторов. При определенном общем передаточном числе передаточные числа отдельных ступеней назначаются в зависимости от принятых условий (обеспечение наименьшего общего межосевого расстояния или наименьший вес зубчатых колес, или одинаковое погружение зубчатых колес редуктора в масляную ванну). [c.10]

В передачах различают ведущее и ведомое звенья. Ведущим называется звено, передающее движение, ведомым — звено, получающее движение от ведущего. Движение от ведущего звена к ведомому может передаваться без преобразования (изменения) или с преобразованием передаваемых скоростей и соответствующих им крутящих моментов. Отношение частоты вращения ведущего звена к частоте вращения ведомого называется передаточным числом, а величина, обратная передаточному числу, — передаточным отношением. [c.17]

Наибольшее распространение получили переходные частотные характеристики и функции, в том числе передаточные функции стационарных (т.е. работающих преимущественно в установившемся или квазистационарном режиме) обьектов [43, 62] (см. также 7.4,7.5). [c.287]

Точность — Расчет 768, 771, 772 — Числа передаточные 412, 413, 420, 421, 433 [c.781]

Числа передаточные 541, 542 Червячные передачи с цилиндрическим [c.796]

Числа передаточные 522, 525—527 Червячные редукторы — Вентиляторы для обдува 550 [c.796]

I — число передаточных ступеней в трансмиссии автомобиля данной модели [c.262]

Частным выражением передаточного отношения является передаточное число. Передаточным числом называют отношение большей угловой скорости к меньшей. [c.125]

Передаточное число передаточного механизма определяется по формуле (2), грузовой момент на барабане — по формуле (1). [c.111]

Напряжения контактные 228— Расстояние межосевое 228—Скорость окружная 228 — Число зубьев 227 — Число передаточное 227 — Ширина зуба 228 [c.686]

Число передаточное 242 Ременная передача с зубчатыми ремнями — Давления удельные ка зубья 250 [c.694]

Передаточное число Передаточное число цепной передачи определяют из условия равенства средней скорости на ведущей и ведомой звездочках 21 (0 = отсюда [c.342]

Чтобы получить еще большее число передаточных отношений, применяют более сложные коробки с большим числом валов. На рис. 57, в показана коробка того же типа, что и предыдущая, но к ней добавлен зубчатый перебор с двумя парами колес [c.108]

Число передаточное 84 Чувствительность упругого элемента 158 [c.266]

В отличие от безразмерного значения i (передаточного числа), передаточное отношение Ь имеет размерность длины и определяется геометрическими параметрами того узла привода, который осуществляет преобразование движения. [c.128]

По принципу действия коробки передач разделяются на бесступенчатые и ступенчатые. Бесступенчатые коробки передач позволяют реализовать в определённом интервале бесконечное число передаточных чисел изменение крутящего момента в них осуществляется непрерывно и автоматически в зависимости от сопротивления пути и от числа оборотов двигателя (гидравлические реобразователи, механические конвертеры). В ступенчатых коробках передаточные числа изменяются либо при помощи механического ривода, либо от специального устройства (электровакуумного, пневматического). Количество передач (ступеней) в этих коробках ограничено в зависимости от числа ступеней различают 3-,4-, 5- и многоступенчатые коробки 1кредач. [c.51]

Торможением каждого из оставшихся центральных звень. ев устанавливается соответствующее передаточное отношение. Кроме того, добавлением одной фрикционной муфты может быть дополнительно получена передача. напрямую". Таким образом,общее число ступеней будет равно числу центральных колес, число переключающих тормозов и муфт — числу передаточных отношений. По такой схеме выполняются коробки передач на малую мощность и небольшое число ступеней. На фиг, 88 приведен пример четырехско-po THofi коробки передач, различные передаточные отношения которой включаются тормозами /, II, Р и муфтой IIL 2. Схема с последовательным соединением простых планетарных механизмов, каждый из которых дает два раз- [c.510]

Сформулируем правило, которое в синтезе шарнирно-стержневых устройств с постоянными передаточными отношениямл должно занять особое место. Шарниры для сочленения звеньев, непосредственно участвующих (или могущих участвовать) в образовании постоянных передаточных отношений, целесообразно размещать на одном общем звене. При этом сложным шарнирам следует отдавать предпочтение перед простыми. Это позволит осуществить наибольшее число передаточных отношений на основе разработанной кинематической схемы. [c.147]

Рассматриваются вопросы, связанные с устойчивостью многомерных систем автоматического управления (САУ), содержащих перекрестные связи между управляемыми переменными. Сложность исследования устойчивости многомерных СЛУ обусловлена тем, что в общем случае характеристическая матрица системы является полиномной. При исследовании устойчивости многомерных САУ применяется критерий Найквиста. В работе введено новое понятие — характеристическая передаточная функция. Ей соответствует амплитудно-фазовая частотная характеристика, значения которой при любой фиксированной частоте являются характеристическими числами передаточной матрицы системы. [c.122]

Паяные соединения — см. Соединения паяные Передаточное число — см. Число передаточное Передачи ввитовые 233, 234 [c.346]

Число зубьев шестерни Число зубьев калеса. Передаточное число.. Передаточное число редуктора Масса редуктора, кг, [c.440]

Расчет шкивов

ОТДЕЛ ОСНОВ МАШИНОСТРОЕНИЯ И ЭКСПЛУАТАЦИИ

ОСНОВА МАШИНОСТРОЕНИЯ

ПРОЕКТ 9

ЦИРКУЛЯРНАЯ ПЕРЕДАЧА РАСЧЕТ ЦИРКУЛЯРНОЙ ПИЛЫ.

ФАКУЛЬТЕТ МАШИНОСТРОЕНИЯ И РОБОТОТЕХНИКИ АГХ УСТ

Расчеты выполнены: ................................................ ..................

Специальность/Год: .........................Техника в конструкции и эксплуатации машин / III А

Учебный год: ............................................... .................................... 1999/2000

Тема: Проектирование клиноременной передачи для циркулярной пилы со следующими параметрами:

Электродвигатель - частота вращения	................................................................ ...... n = 1450 [об/мин]
Скорость вала циркулярной пилы	.................................................. ..n _Вт = 1000 [об/мин]
Расстояние между осями шестерен	............................................. L не более 850 [мм]

ИДЕАЛЬНО - КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА ТРАНСМИССИИ.

Описание схемы выше:

Электродвигатель,
Сцепление,
Вал малого шкива,
Малый шкив,
Клиновые ремни,
Полотно пилы,
Большой шкив,
Четыре радиальных шарикоподшипника.

ЧАСТЬ A: Расчет и выбор шкивов с канавками и клиновых ремней.

N ₀ = 5 [кВт] n _Sw = 1450 [об/мин] n _Sw = 1450 [об/мин] n _Вт = 1000 [об/мин] n _S = 1440 [об/мин] n _Вт = 1000 [об/мин] и _Вт = 1,45 и _РЗ = 1,44 Δi = 0,694 [%] Δi _DOP = 3 [%] n _S = 1440 [об/мин]	1.Выбор электродвигателя. Электродвигатель SZJe 44a выбран в соответствии с с каталогом электродвигателей Завода Электродвигателей со следующими параметрами: N _S = 5,5 [кВт], n _S = 1440 [об/мин] с КПД η = 0,865. Двигатель питается электрическим током частотой f = 50 [Гц], напряжением U = 380 [В] и силой I = 11,3 [А]. 2. Расчет необходимого коэффициента и собственно ремень передачи и его Ошибка . 2.1 Расчет необходимого передаточного числа. 2.2 Расчет фактического передаточного числа. 2.3 Расчет коэффициента ошибки и Проверьте состояние ошибки передаточного числа. 2.3.1. Расчет ошибки. 2.3.2. Проверка условия ошибки передаточные числа ремня. Передача выбрана правильно, условие выполнено. 3. Расчет крутящего момента редуктора. 3.1. Расчет угловой скорости зубчатого колеса.	Двигатель SZJe 44a N _S = 5,5 [кВт] n _S = 1440 [об/мин] и _Вт = 1,45 и _РЗ = 1,44 Δi = 0,694 [%] ω = 152.72 [рад/с]
Данные	Расчеты	Результат
Н ₀ = 5000 [Вт] η _стр. = 0,95 Н ₁ = 5263,16 [Вт] ω = 152,72 [рад/с] и _МАКС. = 850 [мм] D ₂ = iD ₁ для i = 1,44 D ₁ = 174,18 [мм] я = 1.44 D ₁ = 180 [мм] n _S = 1440 [об/мин] v = 13,56 [м/с] v _DOP = 25 [м/с]	3.2. Расчет мощности передачи. 3.3 Расчет крутящего момента шестерни. 4. Расчет диаметров рабочих шкивов 4.1 Расчет малого диаметра шкива За расчетный диаметр шкива был выбран стандартный эффективный диаметр шкива, равный D ₁ = 180 [мм] по стандарту ПН-66/М-85202. 4.2 Расчет диаметра большого шкива. За расчетный диаметр шкива был выбран стандартный эффективный диаметр шкива, равный D ₁ = 280 [мм] по стандарту ПН-66/М-85202. 5. Расчет и проверка значения скорости Окружной шкив двигателя. 5.1 Расчет окружной скорости колеса ремень. 5.2. Проверьте состояние окружной скорости . Расчет диаметра колеса правильный, условие выполнено.	Н ₁ = 5263,16 [Вт] M ₁ = 34,92 [Н·м] D ₁ = 174,18 [мм] D ₁ = 180 [мм] D ₂ = 250,81 [мм] D ₂ = 280 [мм] v = 13.56 [м/с]

N ₀ = 5 [кВт]

n _Sw = 1450 [об/мин]

n _Вт = 1000 [об/мин]

n _S = 1440 [об/мин]

n _Вт = 1000 [об/мин]

и _Вт = 1,45

и _РЗ = 1,44

Δi = 0,694 [%]

Δi _DOP = 3 [%]

n _S = 1440 [об/мин]

1.Выбор электродвигателя.

Электродвигатель SZJe 44a выбран в соответствии с

с каталогом электродвигателей Завода Электродвигателей со следующими параметрами:

N _S = 5,5 [кВт], n _S = 1440 [об/мин] с КПД η = 0,865. Двигатель питается электрическим током частотой f = 50 [Гц], напряжением U = 380 [В] и силой I = 11,3 [А].

2. Расчет необходимого коэффициента

и собственно ремень передачи и его

Ошибка

2.1 Расчет необходимого передаточного числа.

2.2 Расчет фактического передаточного числа.

2.3 Расчет коэффициента ошибки и

Проверьте состояние ошибки передаточного числа.

2.3.1. Расчет ошибки.

2.3.2. Проверка условия ошибки

передаточные числа ремня.

Передача выбрана правильно, условие выполнено.

3. Расчет крутящего момента редуктора.

3.1. Расчет угловой скорости зубчатого колеса.

Двигатель SZJe 44a

N _S = 5,5 [кВт]

n _S = 1440 [об/мин]

и _Вт = 1,45

и _РЗ = 1,44

Δi = 0,694 [%]

ω = 152.72 [рад/с]

Данные

Расчеты

Результат

Н ₀ = 5000 [Вт]

η _стр. = 0,95

Н ₁ = 5263,16 [Вт]

ω = 152,72 [рад/с]

и _МАКС. = 850 [мм]

D ₂ = iD ₁ для

i = 1,44

D ₁ = 174,18 [мм]

я = 1.44

D ₁ = 180 [мм]

n _S = 1440 [об/мин]

v = 13,56 [м/с]

v _DOP = 25 [м/с]

3.2. Расчет мощности передачи.

3.3 Расчет крутящего момента

шестерни.

4. Расчет диаметров рабочих шкивов

4.1 Расчет малого диаметра шкива

За расчетный диаметр шкива был выбран стандартный эффективный диаметр шкива, равный D ₁ = 180 [мм] по стандарту ПН-66/М-85202.

4.2 Расчет диаметра большого шкива.

За расчетный диаметр шкива был выбран стандартный эффективный диаметр шкива, равный D ₁ = 280 [мм] по стандарту ПН-66/М-85202.

5. Расчет и проверка значения скорости

Окружной шкив двигателя.

5.1 Расчет окружной скорости колеса

ремень.

5.2. Проверьте состояние окружной скорости

Расчет диаметра колеса правильный, условие выполнено.

Н ₁ = 5263,16 [Вт]

M ₁ = 34,92 [Н·м]

D ₁ = 174,18 [мм]

D ₁ = 180 [мм]

D ₂ = 250,81 [мм]

D ₂ = 280 [мм]

v = 13.56 [м/с]

a _МАКС. = 850 [мм] D ₁ = 180 [мм] D ₂ = 280 [мм] D ₁ = 180 [мм] D ₂ = 280 [мм] a = a _МАКС. = 850 [мм] D ₁ = 180 [мм] D ₂ = 280 [мм] a = a _МАКС. = 850 [мм] ϕ = 173,25 90 460 0 к ₁ = 1.1 D ₁ = 180 [мм]	6. Расчет прочих параметров геометрический. 6.1. Расчет минимального расстояния между осями колес. 6.2 Расчет угла раскрытия тяжей ремня. 6.3 Расчет дуги контакта малой шкив и проверка состояния. 6.3.1 Расчет значения угла охвата колеса. 6.3.2 Проверка состояния угла контакта. Расчет правильный, условие выполнено. 7. Выбор и прочностные расчеты ремней клинья, используемые в конструкции Шестерня циркулярной пилы, ширина ременного шкива. 7.1 Выбор типов клиновых ремней. На основании стандартных и эффективных диаметров ПН-66/М-85201 подобраны два типа клиновых ремней, которые могут работать с расчетными пазовыми зубчатыми колесами: Клиновой ремень типа А, Клиновой ремень типа B 7.2 Расчет эквивалентного диаметра.	a _МИН = 280 [мм] γ = 3,37 ^r ϕ = 173,25 90 460 0 КЛИНОВОЙ РЕМЕНЬ А КЛИНОВОЙ РЕМЕНЬ B D _e = 198 [мм]

a _МАКС. = 850 [мм]

D ₁ = 180 [мм]

D ₂ = 280 [мм]

D ₁ = 180 [мм]

D ₂ = 280 [мм]

a = a _МАКС. = 850 [мм]

D ₁ = 180 [мм]

D ₂ = 280 [мм]

a = a _МАКС. = 850 [мм]

ϕ = 173,25 90 460 0

к ₁ = 1.1

D ₁ = 180 [мм]

6. Расчет прочих параметров

геометрический.

6.1. Расчет минимального расстояния между осями колес.

6.2 Расчет угла раскрытия тяжей ремня.

6.3 Расчет дуги контакта малой

шкив и проверка состояния.

6.3.1 Расчет значения угла охвата колеса.

6.3.2 Проверка состояния угла контакта.

Расчет правильный, условие выполнено.

7. Выбор и прочностные расчеты ремней

клинья, используемые в конструкции

Шестерня циркулярной пилы, ширина ременного шкива.

7.1 Выбор типов клиновых ремней.

На основании стандартных и эффективных диаметров ПН-66/М-85201 подобраны два типа клиновых ремней, которые могут работать с расчетными пазовыми зубчатыми колесами:

Клиновой ремень типа А,
Клиновой ремень типа B

7.2 Расчет эквивалентного диаметра.

a _МИН = 280 [мм]

γ = 3,37 ^r

ϕ = 173,25 90 460 0

КЛИНОВОЙ РЕМЕНЬ А

КЛИНОВОЙ РЕМЕНЬ B

D _e = 198 [мм]

D ₁ = 180 [мм] D ₂ = 280 [мм] a = a _МАКС. = 850 [мм] γ = 3.37 90 460 0 Д = 2475,13 [мм] D ₁ = 180 [мм] D ₂ = 280 [мм] ϕ ₁ = 173,25 90 460 0 D _e = 198 [мм] v = 13,56 [м/с] D _e = 198 [мм] v = 13,56 [м/с]	7.3 Расчет и выбор длины клинового ремня 7.3.1. Расчет примерной длины ремня. 7.3.2. Выбор ближайшей, большей длины ремня В соответствии со стандартом ПН - 66/М-85201 была выбрана стандартизированная длина клинового ремня L = 2500 [мм]. 7.4 Расчет фактического расстояния между осями колес. 7.5 Расчет передаваемой мощности для ремней клин типов A и B. 7.5.1 Расчет передаваемой мощности для ремня А. 7.5.2 Расчет передаваемой мощности для ремня B.	Д = 2475,13 [мм] Д = 2500 [мм] a _RZ = 849,31 [мм] Н ₁ = 3,38 [км] Н ₁ = 2,49 [кВт] Н ₁ = 6,52 [км] N ₁ = 4,79 [кВт]

D ₁ = 180 [мм]

D ₂ = 280 [мм]

a = a _МАКС. = 850 [мм]

γ = 3.37 90 460 0

Д = 2475,13 [мм]

D ₁ = 180 [мм]

D ₂ = 280 [мм]

ϕ ₁ = 173,25 90 460 0

D _e = 198 [мм]

v = 13,56 [м/с]

D _e = 198 [мм]

v = 13,56 [м/с]

7.3 Расчет и выбор длины клинового ремня

7.3.1. Расчет примерной длины ремня.

7.3.2. Выбор ближайшей, большей длины ремня

В соответствии со стандартом ПН - 66/М-85201 была выбрана стандартизированная длина клинового ремня L = 2500 [мм].

7.4 Расчет фактического расстояния между осями колес.

7.5 Расчет передаваемой мощности для ремней

клин типов A и B.

7.5.1 Расчет передаваемой мощности для ремня А.

7.5.2 Расчет передаваемой мощности для ремня B.

Д = 2475,13 [мм]

Д = 2500 [мм]

a _RZ = 849,31 [мм]

Н ₁ = 3,38 [км]

Н ₁ = 2,49 [кВт]

Н ₁ = 6,52 [км]

N ₁ = 4,79 [кВт]

	7.5.3 Табличные данные. Результаты расчетов в разделах 7.5.1 и 7.5.2. относительно мощности, передаваемой клиновыми ремнями типа А и В, приведены в следующей таблице расчетов - ТАБЛИЦА № 1	СТОЛ № 1

7.5.3 Табличные данные.

Результаты расчетов в разделах 7.5.1 и 7.5.2. относительно мощности, передаваемой клиновыми ремнями типа А и В, приведены в следующей таблице расчетов - ТАБЛИЦА № 1

СТОЛ № 1

№ ТАБЛИЦЫ 1

N ₁ [км]	3,38	6,52
N ₁ [кВт]	2,49	4.79

№ ТАБЛИЦЫ 2

К _Т	1,2	1,2
К _ϕ	0,99	0,99
К _Л	1,09	1,03

№ ТАБЛИЦЫ 3

	Рассчитано	Фактический
З	2.45	3

x _РЗ = 3 e = 15 [мм] f = 10 [мм] х _РЗ = 2 е = 19 [мм] f = 12,5 [мм] Н _SIL = 5,5 [кВт] v = 13,56 [м/с] F _O = 405,6 [Н] ϕ = 173,25 ^на = = 3,02 [рад] мкм = 0,5 S _A = 1099,2 [Н] ф = 173.25 90 460 на = = 3,02 [рад] мкм = 0,5 S _A = 1099,2 [Н] S _B = 243,7 [Н] γ = 3,37 ^на S _A = 1099,2 [Н] S _B = 243,7 [Н] γ = 3,37 ^r	7.8 Расчет ширины шкивов. 7.8.1 Расчет ширины ремня типа А 7.8.2 Расчет ширины ремня типа B. 8. Расчет сил, действующих на клиновой ремень. 8.1. Расчет окружной силы на колесо рифленый. 8.2 Расчет натяжения ремня в активном сухожилии. 8.3 Расчет натяжения ремня в пассивном кабеле. 8.4 Расчет результирующей силы натяжения ремня. 8.5. Расчет угла между действием сил.	В = 50 [мм] В = 44 [мм] Ф _Р = 405.6 [Н] S _А = 1099,2 [Н] S _B = 243,7 [Н] S = 1228,02 [Н] Θ = 2,15

x _РЗ = 3

e = 15 [мм]

f = 10 [мм]

х _РЗ = 2

е = 19 [мм]

f = 12,5 [мм]

Н _SIL = 5,5 [кВт]

v = 13,56 [м/с]

F _O = 405,6 [Н]

ϕ = 173,25 ^на =

= 3,02 [рад]

мкм = 0,5

S _A = 1099,2 [Н]

ф = 173.25 90 460 на =

= 3,02 [рад]

мкм = 0,5

S _A = 1099,2 [Н]

S _B = 243,7 [Н]

γ = 3,37 ^на

S _A = 1099,2 [Н]

S _B = 243,7 [Н]

γ = 3,37 ^r

7.8 Расчет ширины шкивов.

7.8.1 Расчет ширины ремня типа А

7.8.2 Расчет ширины ремня типа B.

8. Расчет сил, действующих на клиновой ремень.

8.1. Расчет окружной силы на колесо

рифленый.

8.2 Расчет натяжения ремня в активном сухожилии.

8.3 Расчет натяжения ремня в пассивном кабеле.

8.4 Расчет результирующей силы натяжения ремня.

8.5. Расчет угла между действием сил.

В = 50 [мм]

В = 44 [мм]

Ф _Р = 405.6 [Н]

S _А = 1099,2 [Н]

S _B = 243,7 [Н]

S = 1228,02 [Н]

Θ = 2,15

ЧАСТЬ C: Расчет прочности ведомого вала, выбор подшипников качения,

Рассчитать необходимое количество и длину ключей.

Сталь 45T R _e = 360 [МПа] Из _{перейти к} = 250 [МПа] Z _sj = 300 [МПа] х _и = 4 η = 0.95 Н = 5,5 [кВт] Н = 5 225 [кВт] n = 1000 [об/мин] S _A = 1099,2 [Н] S _B = 243,7 [Н] γ = 3,37 ^на S _A = 1099,2 [Н] S _B = 243,7 [Н] γ = 3,37 ^r	1. Исходные прочностные расчеты вала ведомый, выбор конструкционного материала. 1.1.Подбор строительного материала. 1.2. Расчет крутящего момента и сил окружные и радиальные, встречающиеся на вал. 1.2.1 Расчет крутящего момента и мощности передается валом. 1.2.1.1. Расчет мощности. 1.2.1.2 Расчет крутящего момента. 1.2.2 Расчет окружной и радиальной силы по большой шкив. 1.2.2.1 Расчет окружной силы на шкиве 1.2.2.2 Расчет радиальной силы на ременном шкиве.	сталь 45T k _r = 90 [МПа] к _иди = 62,5 [МПа] к _гДж = 75 [МПа] N = 5 225 [кВт] М _с = 49,89 [Нм] Р _цепь = 1340.57 [Н] P _R = 50,28 [Н]
Данные	Расчеты	Результат
мк = 0,5 Н = 500 [Н] Е = 350 [МПа] Р = 0,1 a = bxh = 1 [мм 90 460 2 90 461] (шхв=0,5х2) Д _с = 70 [мм] L _z = 150 [мм] L _t = 60 [мм] Р _Р = 50.28 [Н] P _PR = 750 [Н] Д _с = 70 [мм] L _z = 150 [мм] L _t = 60 [мм]	1.2.3 Расчет радиальных и окружных сил из дисковые пилы. 1.2.3.1 Расчет радиальной силы. 1.2.3.2 Расчет окружной силы. 1.3 Расчет и выбор эталонов. длина вала. 2. Расчет реакции на вал машины, изгибающие и приведенные моменты. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛА 2.1.1 Расчет реакции на вал машины по положение X-Z РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛА W X-Z	P _R = 750 [Н] P _контур = 2567,8 [Н] Д _{По часовой стрелке} = 280 [мм] Р _БЗ = -1073.5 [Н] R _AZ = 373,74 [Н]
Данные	Расчеты	Результат
P _контур = 1340,57 [Н] P _POP = 2567,8 [Н] Д _с = 70 [мм] L _z = 150 [мм] L _t = 60 [мм] R _AZ = 373,74 [Н] Р _БЗ = -1073.5 [Н] R _AX = 2993,3 [Н] R _BX = -4220,5 [Н]	2.1.2. Расчет реакции на вал машины по Положение X-Y. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛА W X-Y 2.1.3 Расчет результирующих реакций вала управляемый .	R _BX = -4220,5 [Н] Р _АКС = 2993.3 [Н] R _А = 3016,54 [Н] R _B = 4354,9 [Н]
Данные	Расчеты	Результат
R _AZ = 373,74 [Н] Р _БЗ = -1073,5 [Н] P _R = 50,28 [Н] Д _с = 70 [мм] L _z = 150 [мм] L _t = 60 [мм]	2.2. Расчет изгибающих моментов на валу. 2.2.1 Расчет изгибающих моментов на вал X-Z. Принят элементарный узел j = 10 [мм], (0,01 [м]), рассчитаны изгибающие моменты на валу, результаты расчетов представлены в ТАБЛИЦЕ № 1.	М _1Z = 0 [Нм] M _2Z = 3,52 [Н·м] М _3Z = -44,9 [Нм] M _4Z = 0 [Нм]

Сталь 45T

R _e = 360 [МПа]

Из _{перейти к} = 250 [МПа]

Z _sj = 300 [МПа]

х _и = 4

η = 0.95

Н = 5,5 [кВт]

Н = 5 225 [кВт]

n = 1000 [об/мин]

S _A = 1099,2 [Н]

S _B = 243,7 [Н]

γ = 3,37 ^на

S _A = 1099,2 [Н]

S _B = 243,7 [Н]

γ = 3,37 ^r

1. Исходные прочностные расчеты вала

ведомый, выбор конструкционного материала.

1.1.Подбор строительного материала.

1.2. Расчет крутящего момента и сил

окружные и радиальные, встречающиеся

на вал.

1.2.1 Расчет крутящего момента и мощности

передается валом.

1.2.1.1. Расчет мощности.

1.2.1.2 Расчет крутящего момента.

1.2.2 Расчет окружной и радиальной силы по

большой шкив.

1.2.2.1 Расчет окружной силы на шкиве

1.2.2.2 Расчет радиальной силы на ременном шкиве.

сталь 45T

k _r = 90 [МПа]

к _иди = 62,5 [МПа]

к _гДж = 75 [МПа]

N = 5 225 [кВт]

М _с = 49,89 [Нм]

Р _цепь = 1340.57 [Н]

P _R = 50,28 [Н]

Данные

Расчеты

Результат

мк = 0,5

Н = 500 [Н]

Е = 350 [МПа]

Р = 0,1

a = bxh = 1 [мм 90 460 2 90 461]

(шхв=0,5х2)

Д _с = 70 [мм]

L _z = 150 [мм]

L _t = 60 [мм]

Р _Р = 50.28 [Н]

P _PR = 750 [Н]

Д _с = 70 [мм]

L _z = 150 [мм]

L _t = 60 [мм]

1.2.3 Расчет радиальных и окружных сил из

дисковые пилы.

1.2.3.1 Расчет радиальной силы.

1.2.3.2 Расчет окружной силы.

1.3 Расчет и выбор эталонов. длина вала.

2. Расчет реакции на вал машины,

изгибающие и приведенные моменты.

РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛА

2.1.1 Расчет реакции на вал машины по

положение X-Z

РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛА W X-Z

P _R = 750 [Н]

P _контур = 2567,8 [Н]

Д _{По часовой стрелке} = 280 [мм]

Р _БЗ = -1073.5 [Н]

R _AZ = 373,74 [Н]

Данные

Расчеты

Результат

P _контур = 1340,57 [Н]

P _POP = 2567,8 [Н]

Д _с = 70 [мм]

L _z = 150 [мм]

L _t = 60 [мм]

R _AZ = 373,74 [Н]

Р _БЗ = -1073.5 [Н]

R _AX = 2993,3 [Н]

R _BX = -4220,5 [Н]

2.1.2. Расчет реакции на вал машины по

Положение X-Y.

РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛА W X-Y

2.1.3 Расчет результирующих реакций вала

управляемый .

R _BX = -4220,5 [Н]

Р _АКС = 2993.3 [Н]

R _А = 3016,54 [Н]

R _B = 4354,9 [Н]

Данные

Расчеты

Результат

R _AZ = 373,74 [Н]

Р _БЗ = -1073,5 [Н]

P _R = 50,28 [Н]

Д _с = 70 [мм]

L _z = 150 [мм]

L _t = 60 [мм]

2.2. Расчет изгибающих моментов на валу.

2.2.1 Расчет изгибающих моментов на вал X-Z.

Принят элементарный узел j = 10 [мм], (0,01 [м]), рассчитаны изгибающие моменты на валу, результаты расчетов представлены в ТАБЛИЦЕ № 1.

М _1Z = 0 [Нм]

M _2Z = 3,52 [Н·м]

М _3Z = -44,9 [Нм]

M _4Z = 0 [Нм]

ТАБЛИЦА №1.

М _НЗ	0	0,5	1,005	1,508	2.011	2,514	3,017	3,52	0,285	-2,952
Л _р	100	110	120	130	140	150	160	170	180	190
М _НЗ	-6.18	-9.41	-12.65	-15,89	-19.12	-22,35	-25,59	-28.82	-32.06	-35,3
Л _р	200	210	220	230	240	250	260	270	280	-
М _НЗ	-38.53	-41.76	-44,99	-37.49	-30	-22.49	-14,99	-7.5	0	-

ТАБЛИЦА № 1.

R _AX = 2993,3 [Н] R _BX = -4220,5 [Н] P _Контур = 1340,57 [Н] Д _с = 70 [мм] L _z = 150 [мм] L _t = 60 [мм]	2.2.2 Расчет изгибающих моментов на валу X-Y Принят элементарный узел j = 10 [мм], (0,01 [м]), рассчитаны изгибающие моменты на валу, результаты расчетов представлены в ТАБЛИЦЕ № 2.	M _1X = 0 [Нм] M _2X = 93,83 [Н·м] M _3X = -154 [Нм] M _4X = 0 [Нм]

R _AX = 2993,3 [Н]

R _BX = -4220,5 [Н]

P _Контур = 1340,57 [Н]

Д _с = 70 [мм]

L _z = 150 [мм]

L _t = 60 [мм]

2.2.2 Расчет изгибающих моментов на валу X-Y

Принят элементарный узел j = 10 [мм], (0,01 [м]), рассчитаны изгибающие моменты на валу, результаты расчетов представлены в ТАБЛИЦЕ № 2.

M _1X = 0 [Нм]

M _2X = 93,83 [Н·м]

M _3X = -154 [Нм]

M _4X = 0 [Нм]

ТАБЛИЦА №2.

М _НЙ	0	13.40	26,81	40.21	53,62	67.03	80,43	93,83	77,31	60,78
Л _р	100	110	120	130	140	150	160	170	180	190
М _НЙ	44.258	27,73	11.20	-5,32	-21.85	-38.38	-54.91	-71.43	-87.96	-104,4
Л _р	200	210	220	230	240	250	260	270	280	-
М _НЙ	-121	-137.5	-154,1	-128.4	-102,7	-77.04	-51.36	-24,89	0	-

ТАБЛИЦА № 2.

ТАБЛИЦА № 1. ТАБЛИЦА № 2.	2.2.3. Расчет результирующего изгибающего момента на вал машины. Расчет эквивалентных изгибающих моментов выполнялся по приведенной выше формуле.Результаты расчетов представлены в ТАБЛИЦЕ № 3.	СТОЛ № 3.

ТАБЛИЦА № 1.

ТАБЛИЦА № 2.

2.2.3. Расчет результирующего изгибающего момента

на вал машины.

Расчет эквивалентных изгибающих моментов выполнялся по приведенной выше формуле.Результаты расчетов представлены в ТАБЛИЦЕ № 3.

СТОЛ № 3.

ТАБЛИЦА №3

М _гн	0	13.41	26,82	40,24	53,65	67,07	80,48	93,89	75,51	60,85
Л _р	100	110	120	130	140	150	160	170	180	190
М _зел	44.68	29,28	16,89	16,75	29.03	44,41	60,21	77.02	93,62	110,2
Л _р	200	210	220	230	240	250	260	270	280	-
М _зел	126.98	143,7	160,53	133,76	106,99	80,25	53,50	25,99	0	-

ТАБЛИЦА № 3

ТАБЛИЦА № 4.

М _ЗР	43,20	45,23	50,85	59.04	68.88	79,78	91,34	103,35	86,99	74,62
Д _Ш	100	110	120	130	140	150	160	170	180	190
М _ZR	62.15	52,19	46,38	46,33	52,05	61,95	74.11	88,31	103.11	118,36
Д _Ш	200	210	220	230	240	250	260	270	280	-
М _ZR	134.12	150,05	166,24	140,56	115,38	91.14	68,76	50,42	43,20	-

ТАБЛИЦА № 4

ТАБЛИЦА № 5

д _теор	19.16	19,46	20.23	21.27	22.39	23,51	24,58	25,63	24.20	23
Д _Ш	100	110	120	130	140	150	160	170	180	190
д _теор	21.64	20.41	19,62	19,62	20,39	21,61	22,94	24,32	25,61	26,82
Д _Ш	200	210	220	230	240	250	260	270	280
д _теор	27.96	29.03	30.04	28.40	26,59	24,58	22,38	20.18	19.16

ТАБЛИЦА № 5.

P = 770,34 [Нм] d = 0,3 p _dop = 60 [МПа] г = 1 с = 5 Диаметр шейки: Г = 40 [мм] Длина патрубка: Д = 25 [мм] г = 1, Р = 4354.9 [Н] M _г = 160,53 [Нм] d = 40 [мм] М _см = 49,89 [Нм] d = 40 [мм] η = 0,7 β = 1,32	4.2 Расчет длины шпоночного паза ступицы колеса зубчатый. Для соединения выбрана сталь St 5 . Выбрана стандартная длина ключа л = 60 [мм] 5. Выбор стандартных диаметров вала станок, включая углубления ключевые соединения. Список диаметров валов см. на приложенном чертеже. При выборе учитывалось условие D = 1,2d 5.1 Выбор подшипников качения. По каталогу Завода подшипников качения были выбраны два радиальных шарикоподшипника с динамической грузоподъемностью C = 2 [даН] и внутренним диаметром шейки вала d = 40 [мм]. 6. Проверка расчетов усталости вала. 6.1 Расчет изгибающих напряжений. 6.2. Расчет напряжений кручения. 6.3 Расчет коэффициента концентрации напряжений. 6.3.1 Концентрация напряжения при изгибе.	Ключ А 16x10x60 Д _U = 23360 [ч] C = 2917,8 [даН] 2 подшипника 6308 δ _гМ = 25,56 [МПа] τ = 1,978 [МПа] β _г = 0.504

P = 770,34 [Нм]

d = 0,3

p _dop = 60 [МПа]

г = 1

с = 5

Диаметр шейки:

Г = 40 [мм]

Длина патрубка:

Д = 25 [мм]

г = 1,

Р = 4354.9 [Н]

M _г = 160,53 [Нм]

d = 40 [мм]

М _см = 49,89 [Нм]

d = 40 [мм]

η = 0,7

β = 1,32

4.2 Расчет длины шпоночного паза ступицы колеса

зубчатый.

Для соединения выбрана сталь St 5

Выбрана стандартная длина ключа

л = 60 [мм]

5. Выбор стандартных диаметров вала

станок, включая углубления

ключевые соединения.

Список диаметров валов см. на приложенном чертеже.

При выборе учитывалось условие D = 1,2d

5.1 Выбор подшипников качения.

По каталогу Завода подшипников качения были выбраны два радиальных шарикоподшипника с динамической грузоподъемностью C = 2 [даН] и внутренним диаметром шейки вала d = 40 [мм].

6. Проверка расчетов усталости вала.

6.1 Расчет изгибающих напряжений.

6.2. Расчет напряжений кручения.

6.3 Расчет коэффициента концентрации напряжений.

6.3.1 Концентрация напряжения при изгибе.

Ключ А 16x10x60

Д _U = 23360 [ч]

C = 2917,8 [даН]

2 подшипника 6308

δ _гМ = 25,56 [МПа]

τ = 1,978 [МПа]

β _г = 0.504

β = 1,04 η = 0,7 α = 1,5 Из _{перейти к} = 250 [МПа] β _г = 0,504 γ _г = 1,53 δ _гМ = 25,56 [МПа] β _С = 1,404 Z _с = 192,5 [МПа] Z _sj = 320 [МПа] τ _{а, м} = 1,978 [МПа] γ _с = 1.45 R _ES = 220 [МПа] X _из = 14,37 Х _С = 36,63 х ₁ = 1,4 х ₂ = 1,2 х ₃ = 1,2 х ₄ = 1,1 х _z = 13,37 X _zw = 2,21	6.3.2 Концентрация напряжений при кручении. 6.4 Расчет коэффициента усталости безопасность. 6.4.1 Расчет коэффициента усталости предохранитель на изгиб. 6.4.2 Расчет коэффициента усталости предохранитель для точения. = 36,63 6.4.3 Расчет коэффициента усталости безопасность. 6.4.4 Расчет необходимого коэффициента безопасность. 6.4.5 Проверка состояния прочности усталость. X _Z> X _Zw, 13,37> 2,21 *Условие прочности выполнено, расчет правильный.*	β _S = 1,404 X _из = 14,37 Х _С = 43,52 Х _С = 36.63 Х _Z = 13,37 X _zw = 2,21

β = 1,04

η = 0,7

α = 1,5

Из _{перейти к} = 250 [МПа]

β _г = 0,504

γ _г = 1,53

δ _гМ = 25,56 [МПа]

β _С = 1,404

Z _с = 192,5 [МПа]

Z _sj = 320 [МПа]

τ _{а, м} = 1,978 [МПа]

γ _с = 1.45

R _ES = 220 [МПа]

X _из = 14,37

Х _С = 36,63

х ₁ = 1,4

х ₂ = 1,2

х ₃ = 1,2

х ₄ = 1,1

х _z = 13,37

X _zw = 2,21

6.3.2 Концентрация напряжений при кручении.

6.4 Расчет коэффициента усталости

безопасность.

6.4.1 Расчет коэффициента усталости

предохранитель на изгиб.

6.4.2 Расчет коэффициента усталости

предохранитель для точения.

= 36,63

6.4.3 Расчет коэффициента усталости

безопасность.

6.4.4 Расчет необходимого коэффициента

безопасность.

6.4.5 Проверка состояния прочности

усталость.

X _Z> X _Zw, 13,37> 2,21

Условие прочности выполнено, расчет правильный.

β _S = 1,404

X _из = 14,37

Х _С = 43,52

Х _С = 36.63

Х _Z = 13,37

X _zw = 2,21

ЧАСТЬ Б: Расчеты на прочность приводного вала малого шкива, подбор подшипников качения, расчет необходимого количества и длины шпонок.

Сталь 45T R _e = 360 [МПа] Из _{перейти к} = 250 [МПа] Z _sj = 300 [МПа] х _и = 4 Н = 5.5 [кВт] n = 1440 [об/мин] S _A = 1099,2 [Н] S _B = 243,7 [Н] γ = 3,37 90 460 0 90 461 S _A = 1099,2 [Н] S _B = 243,7 [Н] γ = 3,37 90 460 0 90 461 L _KP = 55 [мм] Д _Н = 50 [мм] L _SP = 75 [мм]	1. Исходные прочностные расчеты вала трансмиссия, выбор конструкционного материала. 1.1 Выбор строительного материала. 1.2. Расчет крутящего момента на валу и силы, действующие по радиусу и окружности колеса шкив. 1.2.1 Суммарный крутящий момент. 1.2.2 Расчет силы в радиусе шкива. 1.2.3 Расчет силы по окружности шкива. 1.3. Расчет и выбор стандартных длин вал.	сталь 45T k _r = 90 [МПа] к _иди = 62,5 [МПа] к _гДж = 75 [МПа] М _с = 36,47 [Нм] P _R = 50,28 [Н] P _контур = 1340,57 [Н] Д _{По часовой стрелке} = 180 [мм]
Данные	Расчеты	Результат
Р _р = 50.27 [Н] L _KP = 55 [мм] Д _Н = 50 [мм] L _SP = 75 [мм] P _цепь = 1340,57 [Н] L _KP = 55 [мм] Д _Н = 50 [мм] L _SP = 75 [мм]	2. Расчет реакции на вал машины, изгибающие и приведенные моменты. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛА 2.1.1 Расчет реакции вала в положении X-Z РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛА W X-Z 2.1.2. Расчет отклика вала в положении X-Y. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛА W X-Y	R _AZ = 105,56 [Н] Р _БЗ = -55,3 [Н] R _AY = 2815,1 [Н] R _BY = -1474,6 [Н]
Данные	Расчеты	Результат
Р _АЗ = 105.56 [Н] Р _БЗ = -55,3 [Н] R _AY = 2815,1 [Н] R _BY = -1474,6 [Н] R _AZ = 105,56 [Н] P _r = 50,27 [Н] L _KP = 55 [мм] Д _Н = 50 [мм]	2.1.3 Расчет результирующих реакций на валу вождение . 2.2 Расчет изгибающих моментов на валу. 2.2.1 Расчет изгибающих моментов на вал X-Z. Принят элементарный узел j = 10 [мм], (0,01 [м]), рассчитаны изгибающие моменты на валу, результаты расчетов представлены в ТАБЛИЦЕ № 1.	R _А = 2817,1 [Н] R _B = 1475,6 [Н] M _1Z = 0 [Нм] М _2Z = -2,76 [Нм] M _3Z = 0 [Нм]

Сталь 45T

R _e = 360 [МПа]

Из _{перейти к} = 250 [МПа]

Z _sj = 300 [МПа]

х _и = 4

Н = 5.5 [кВт]

n = 1440 [об/мин]

S _A = 1099,2 [Н]

S _B = 243,7 [Н]

γ = 3,37 90 460 0 90 461

S _A = 1099,2 [Н]

S _B = 243,7 [Н]

γ = 3,37 90 460 0 90 461

L _KP = 55 [мм]

Д _Н = 50 [мм]

L _SP = 75 [мм]

1. Исходные прочностные расчеты вала

трансмиссия, выбор конструкционного материала.

1.1 Выбор строительного материала.

1.2. Расчет крутящего момента на валу и

силы, действующие по радиусу и окружности колеса

шкив.

1.2.1 Суммарный крутящий момент.

1.2.2 Расчет силы в радиусе шкива.

1.2.3 Расчет силы по окружности шкива.

1.3. Расчет и выбор стандартных длин

вал.

сталь 45T

k _r = 90 [МПа]

к _иди = 62,5 [МПа]

к _гДж = 75 [МПа]

М _с = 36,47 [Нм]

P _R = 50,28 [Н]

P _контур = 1340,57 [Н]

Д _{По часовой стрелке} = 180 [мм]

Данные

Расчеты

Результат

Р _р = 50.27 [Н]

L _KP = 55 [мм]

Д _Н = 50 [мм]

L _SP = 75 [мм]

P _цепь = 1340,57 [Н]

L _KP = 55 [мм]

Д _Н = 50 [мм]

L _SP = 75 [мм]

2. Расчет реакции на вал машины,

изгибающие и приведенные моменты.

РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛА

2.1.1 Расчет реакции вала в положении X-Z

РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛА W X-Z

2.1.2. Расчет отклика вала в положении X-Y.

РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛА W X-Y

R _AZ = 105,56 [Н]

Р _БЗ = -55,3 [Н]

R _AY = 2815,1 [Н]

R _BY = -1474,6 [Н]

Данные

Расчеты

Результат

Р _АЗ = 105.56 [Н]

Р _БЗ = -55,3 [Н]

R _AY = 2815,1 [Н]

R _BY = -1474,6 [Н]

R _AZ = 105,56 [Н]

P _r = 50,27 [Н]

L _KP = 55 [мм]

Д _Н = 50 [мм]

2.1.3 Расчет результирующих реакций на валу

вождение .

2.2 Расчет изгибающих моментов на валу.

2.2.1 Расчет изгибающих моментов на вал X-Z.

R _А = 2817,1 [Н]

R _B = 1475,6 [Н]

M _1Z = 0 [Нм]

М _2Z = -2,76 [Нм]

M _3Z = 0 [Нм]

ТАБЛИЦА №1.

М _НЗ	0	-0,5	-1,005	-1,508	-2.01	-2,513	-2,76	- 2,48	-1,939	- 1,389
Л _р	90	100	105	110	120	130	140	150	160	180
М _НЗ	-0.829	-0,276	0	0	0	0	0	0	0	0

ТАБЛИЦА № 1.

R _AY = 2815,1 [Н] P _цепь = 1340,57 [Н] L _KP = 55 [мм] Д _Н = 50 [мм]	2.2.2 Расчет изгибающих моментов на вал X-Y Элементарная единица принята j = 10 [мм], (0.01 [м]), рассчитаны изгибающие моменты на валу, результаты расчетов представлены в ТАБЛИЦЕ № 2.	M _1Y = 0 [Нм] M _2Y = -73,73 [Нм] M _3Y = 0 [Нм]

R _AY = 2815,1 [Н]

P _цепь = 1340,57 [Н]

L _KP = 55 [мм]

Д _Н = 50 [мм]

2.2.2 Расчет изгибающих моментов на вал X-Y

Элементарная единица принята j = 10 [мм], (0.01 [м]), рассчитаны изгибающие моменты на валу, результаты расчетов представлены в ТАБЛИЦЕ № 2.

M _1Y = 0 [Нм]

M _2Y = -73,73 [Нм]

M _3Y = 0 [Нм]

ТАБЛИЦА № 2.

М _НЙ	0	-13.40	-26.81	-40.21	-53,62	-67,02	-73,73	-66.35	-51.60	-36.86
Л _р	90	100	105	110	120	130	140	150	160	180
М _НЙ	-22.12	-19.44	0	0	0	0	0	0	0	0

ТАБЛИЦА № 2.

ТАБЛИЦА № 3

М _гн	0	13.409	26.828	40.238	53,657	67.067	73.781	66,396	51.636	36.886
Л _р	90	100	105	110	120	130	140	150	160	180
М _зел	22.135	19.441	0	0	0	0	0	0	0	0

ТАБЛИЦА № 3

ТАБЛИЦА № 4.

М _ЗР	31,58	34,31	41,44	51.153	62,26	74.131	80.256	73,525	60,529	48.561
Д _Ш	90	100	105	110	120	130	140	150	160	180
М _ZR	38.568	37.087	31,58	31,58	31,58	31,58	31,58	31,58	31,58	31,58

	Динамика значения эквивалентного крутящего момента приведенного крутящего момента представлена на ДИАГРАММЕ № 4.

ТАБЛИЦА № 4

ТАБЛИЦА № 5

д _теор	17.26	17,75	18,90	20,28	21,65	22,94	23,56	22,88	21,45	19,93
Д _Ш	90	100	105	110	120	130	140	150	160	180
д _теор	18.45	18.21	17,26	17,26	17,26	17,26	17,26	17,26	17,26	17,26

ТАБЛИЦА № 5.

Данные	Расчеты	Результат
Диаметр шейки: Г = 40 [мм] Длина патрубка: Д = 20 [мм] г = 1, P = 2817,1 [Н] M _г = 73,781 [Нм] d = 40 [мм] М _см = 36.47 [Нм] d = 40 [мм] η = 0,7 β = 1,32 β = 1,04 η = 0,7 α = 1,5 Из _{перейти к} = 250 [МПа] β _г = 1,45 γ _г = 1,53 δ _гМ = 11,74 [МПа] β _С = 1,404 Z _с = 192,5 [МПа] Z _sj = 320 [МПа] τ _{а, м} = 1,45 [МПа] γ _с = 1.45	5.1 Выбор подшипников качения. На основании каталога Завода подшипников качения были выбраны два радиальных шарикоподшипника с динамической грузоподъемностью C = 4150 [даН] и внутренним диаметром шейки вала d = 40 [мм]. 6. Проверка расчетов усталости вала. 6.1 Расчет изгибающих напряжений. 6.2 Расчет напряжений кручения. 6.3 Расчет коэффициента концентрации напряжений. 6.3.1 Концентрация напряжения при изгибе. 6.3.2 Концентрация напряжений при кручении. 6.4 Расчет коэффициента усталости безопасность. 6.4.1 Расчет коэффициента усталости предохранитель на изгиб. 6.4.2 Расчет коэффициента усталости предохранитель для точения.	Д _U = 23360 [ч] C = 3239,6 [даН] 2 подшипника 6308 δ _гМ = 11,74 [МПа] τ = 1,45 [МПа] β _г = 1,45 β _S = 1,404 X _из = 9,59 Х _С = 59,37

Данные

Расчеты

Результат

Диаметр шейки:

Г = 40 [мм]

Длина патрубка:

Д = 20 [мм]

г = 1,

P = 2817,1 [Н]

M _г = 73,781 [Нм]

d = 40 [мм]

М _см = 36.47 [Нм]

d = 40 [мм]

η = 0,7

β = 1,32

β = 1,04

η = 0,7

α = 1,5

Из _{перейти к} = 250 [МПа]

β _г = 1,45

γ _г = 1,53

δ _гМ = 11,74 [МПа]

β _С = 1,404

Z _с = 192,5 [МПа]

Z _sj = 320 [МПа]

τ _{а, м} = 1,45 [МПа]

γ _с = 1.45

5.1 Выбор подшипников качения.

На основании каталога Завода подшипников качения были выбраны два радиальных шарикоподшипника с динамической грузоподъемностью C = 4150 [даН] и внутренним диаметром шейки вала d = 40 [мм].

6. Проверка расчетов усталости вала.

6.1 Расчет изгибающих напряжений.

6.2 Расчет напряжений кручения.

6.3 Расчет коэффициента концентрации напряжений.

6.3.1 Концентрация напряжения при изгибе.

6.3.2 Концентрация напряжений при кручении.

6.4 Расчет коэффициента усталости

безопасность.

6.4.1 Расчет коэффициента усталости

предохранитель на изгиб.

6.4.2 Расчет коэффициента усталости

предохранитель для точения.

Д _U = 23360 [ч]

C = 3239,6 [даН]

2 подшипника 6308

δ _гМ = 11,74 [МПа]

τ = 1,45 [МПа]

β _г = 1,45

β _S = 1,404

X _из = 9,59

Х _С = 59,37

R _ES = 220 [МПа] х _из = 9.59 Х _С = 49,97 х ₁ = 1,4 х ₂ = 1,2 х ₃ = 1,2 х ₄ = 1,1 х _z = 9,41 X _zw = 2,21	= 49,97 6.4.3 Расчет коэффициента усталости безопасность. 6.4.4 Расчет необходимого коэффициента безопасность. 6.4.5 Проверка состояния прочности усталость. X _Z> X _Zw, 9,41> 2,21 *Условие прочности выполнено, расчет правильный.*	Х _С = 49,97 Х _Z = 9,41 X _zw = 2,21

R _ES = 220 [МПа]

х _из = 9.59

Х _С = 49,97

х ₁ = 1,4

х ₂ = 1,2

х ₃ = 1,2

х ₄ = 1,1

х _z = 9,41

X _zw = 2,21

= 49,97

6.4.3 Расчет коэффициента усталости

безопасность.

6.4.4 Расчет необходимого коэффициента

безопасность.

6.4.5 Проверка состояния прочности

усталость.

X _Z> X _Zw, 9,41> 2,21

Условие прочности выполнено, расчет правильный.

Х _С = 49,97

Х _Z = 9,41

X _zw = 2,21

Поисковик

Похожие страницы:
Расчеты зубчатых колес
Прочностные расчеты зубчатых колес
Презентация Ю. Михальской ГЭС перед лицом цивилизационных угроз 10 2007
3 АНАЛИТИЧЕСКИЕ МЕТОДЫ РАСЧЕТА ПОТОКОВ
Расчет молекулярной массы
Расчет площади поверхности
2 Расчетные основы расчета 7 Генератор зубчатых колес
РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИЯ I
Лекция Ch F col size
2 метода расчета id 20534 ppt
67 Методика расчета усилий пластического формообразования ppt
16 Антизавещательное наследование и расчет запасных частей 16754 ppt
колзимы
расчеты из
основы построения4 кол лаурки 5 бланк
Основы химических расчетов 6

еще похожие страницы

Что такое передаточное число - Motosłownik • AutoCentrum.pl

Передаточное число отношение частоты вращения ведущего колеса к частоте вращения ведомого колеса . Этот параметр характерен для передач, состоящих из шестерен, работающих вместе. Изменение скорости вращения является основным назначением редуктора. Это можно описать как расположение множества шестерен с разным диаметром и количеством зубьев, что позволяет свободно переключать шестерни.

Передаточное число - откуда оно берется?

Когда оба зубчатых колеса (ведущее и ведомое) имеют одинаковый диаметр и снабжены одинаковым числом зубьев, передаточное число составляет 1:1 (один оборот ведущего колеса занимает один оборот ведомого колеса).Этот случай называется прямой передачей.

Когда ведущее колесо меньше ведомого (скорость вращения ведущего колеса выше, чем ведомого), то мы получаем передаточное число, которое не позволит ему развивать большие скорости, но обеспечит мощный крутящий момент и мощный движущая сила. Таким передаточным числом может быть, например, первая передача коробки передач.

С другой стороны, когда ведущее колесо больше ведомого (скорость вращения ведущего колеса ниже, чем у ведомого колеса), мы получаем передаточное число, при котором значение крутящего момента относительно низкое, но скорость ведомого колеса обеспечивает высокие скорости.Это то, что происходит с более высокими передачами коробки передач.

В автомобильных коробках передач соотношение числа зубьев двух сопряженных шестерен создает передаточное число коробки передач (например, 24 зуба на ведущем колесе и 25 зубьев на ведомом колесе создают передаточное число 0,96:1). Изменяя это соотношение (т. е. изменяя число зубьев на ведомом колесе), можно увеличивать или уменьшать число оборотов и, таким образом, изменять величину крутящего момента, передаваемого от коленчатого вала на колеса транспортного средства. .

Крутящий момент двигателя, мощность и нагрузка (3)

Чтобы двигатель приводил в движение автомобиль, движущая сила, создаваемая двигателем на ведущих колесах, должна уравновешивать силу сопротивления, присущую его движению, а ведущие колеса должны вращаться при определенной скорости вращения, которая зависит от скорости автомобиля. В этой статье я расскажу вам, где возникают оба этих условия.

Когда двигатель может приводить автомобиль в движение?
Как мы знаем из предыдущей части статьи, в зависимости от:
- скорость,
- изменение скорости (ускорение, торможение),
- едет ли автомобиль по ровной дороге, в гору или под гору,
зависит сопротивление сила Fo, присущая движению автомобиля.На рис. 17 сила Fo отнесена к ведущим колесам.

В любой момент движения автомобиля, если автомобиль должен двигаться в соответствии с волей водителя, движущая сила Fnk на ведущих колесах должна быть равна силе сопротивления Fo, как показано в уравнении (7) ниже:

Если, например, автомобиль ехал с постоянной скоростью по дороге, но начал подниматься в гору, сила сопротивления Fo, состоящая из сопротивления качению и воздушных сил, увеличивается на силу сопротивления подъему.Если водитель желает сохранить скорость движения неизменной, он должен увеличить движущую силу Fnk на ведущих колесах автомобиля, чтобы компенсировать возросшую силу сопротивления Fo. Если он этого не делает и, следовательно, сила сопротивления Fo больше движущей силы Fnk, скорость автомобиля будет уменьшаться до тех пор, пока сила сопротивления воздуха не уменьшится на величину силы сопротивления набору высоты. Тогда сила сопротивления Fo снова равна движущей силе Fnk. Для того чтобы на ведущих колесах автомобиля создавалась движущая сила Fnk, к ведущим колесам должен быть подведен приводной момент Mnk со значением, вычисляемым по следующей формуле (8):

Динамический радиус колеса rd равен расстояние от оси колеса до поверхности дороги.Это значение учитывает прогиб шины из-за давления колеса на поверхность дороги.
Однако выполнения условия, описываемого уравнением 7, недостаточно для того, чтобы автомобиль двигался с ожидаемой водителем скоростью V (рис. 17б). Обратите внимание, что если автомобиль должен двигаться со скоростью V, то ведущее колесо должно вращаться со скоростью вращения nk, которая рассчитывается по следующей формуле (9):

Чтобы автомобиль двигался со скоростью V, выполняются два условия :
- к ведущим колесам должен быть подведен приводной момент Mnk со значением, рассчитанным по формуле 8,
- ведущие колеса (для простоты будем считать, что автомобиль движется прямо) должны вращаться с частотой вращения nk , рассчитанный по формуле 9.

Речь идет о ведущих колесах, а источником крутящего момента является двигатель. Крутящий момент создается двигателем при определенной частоте вращения коленчатого вала, что вытекает из его характеристик. Преобразовать значения:
- крутящий момент, создаваемый двигателем,
- частота вращения коленчатого вала двигателя

в следующие значения:
- Mnk крутящий момент на ведущих колесах автомобиля,
- скорость вращения nk, ведущих колес автомобиля

между двигателем и узлами привода колес расположены: редуктор и главная передача, а ведущие колеса имеют диаметр, предполагаемый конструктором.От этого диаметра зависит значение динамического радиуса rd. Изменение диаметра ведущих колес равносильно изменению передаточного числа главной передачи.

Крутящий момент Mnk и мощность Nek на ведущих колесах автомобиля
Крутящий момент Mnk на ведущих колесах автомобиля при движении по ровной дороге необходим для преодоления силы сопротивления Fo движения автомобиля (формулы 7 и 8) , в состав которого входят: сила сопротивления качения и воздух (см. часть 2 статьи). Поэтому величина крутящего момента Mnk на ведущих колесах автомобиля зависит главным образом от силы сопротивления воздуха, которая зависит от скорости автомобиля V.
В связи с изложенным значение крутящего момента Mnk на ведущих колесах автомобиля в зависимости от скорости V движения автомобиля, движущегося по горизонтальной дороге, изменяется, как показано линией 1 диаграммы на рис. 18а .
Если автомобиль поднимается в гору, то независимо от скорости автомобиля значение крутящего момента Mnk на ведущих колесах автомобиля должно быть увеличено на величину, необходимую для преодоления сопротивления подъему, как показано в строке 2 диаграммы в Рис.18а.
А как насчет мощности, которая должна подаваться на ведущие колеса? Мощность, подводимая к ведущим колесам Nek, является произведением крутящего момента Mnk на ведущих колесах автомобиля и частоты вращения nk ведущих колес автомобиля.Для автомобиля, движущегося по горизонтальной дороге, мощность Nek, которая должна передаваться на ведущие колеса в зависимости от скорости автомобиля V или частоты вращения nk ведущих колес автомобиля, показана на линии 3 диаграммы на рис. 18б. Потребность в мощности двигателя возрастает с увеличением скорости движения, а значит, и с увеличением частоты вращения nk ведущих колес автомобиля. Если автомобиль поднимается в гору, потребность в мощности, подводимой к колесам Nek, возрастает пропорционально увеличению крутящего момента Mnk на ведущих колесах автомобиля на величину, необходимую для преодоления силы сопротивления подъему по сравнению с движением по горизонтальной дорога - см. строку 4 схемы на рис.18б. Может оказаться, что при подъеме в гору мощности двигателя «достаточно» для движения со скоростью ниже максимальной, что показывает положение линии 4 на диаграмме рис. 18б.
Почему я показываю графики на рис.18? Крутящий момент и мощность - две разные величины. Величина силы сопротивления, которую можно уравновесить, зависит от величины крутящего момента Mnk на ведущих колесах автомобиля. Величина мощности Нек на ведущих колесах автомобиля определяет скорость, с которой может двигаться автомобиль при приложении силы сопротивления определенной величины.
Это два разных примера транспортных средств, двигатели которых должны иметь совершенно разные характеристики. Двигатель сельскохозяйственного трактора через систему привода должен обеспечивать ведущие колеса большим крутящим моментом, необходимым для преодоления высоких сил сопротивления, возникающих, например, при вспашке. Тогда, однако, мы не требуем, чтобы он двигался с высокой скоростью. Таким образом, двигатель должен иметь значительный крутящий момент, но мы не требуем от него высокой скорости вращения.
К гоночным автомобилям, таким как Формула-1, применяются и другие требования. Требуется движение на высоких скоростях, а на этих высоких скоростях возникают значительные аэродинамические силы, которые дополнительно усиливаются аэродинамическими компонентами, прижимающими колеса к дороге. Они необходимы для того, чтобы автомобилем можно было управлять и чтобы он мог двигаться по кривым на высоких скоростях. Двигатель такого транспортного средства должен развивать достаточно высокую скорость вращения и в то же время иметь достаточно высокое значение крутящего момента.

О передаточных числах
Прежде чем мы рассмотрим работу трансмиссии автомобиля, давайте рассмотрим основные сведения о передачах, в основном основных, используемых в трансмиссии автомобиля.
Только бесступенчатые коробки передач используют ременные передачи, а автоматические коробки передач используют гидротрансформаторы. Интересным фактом является электронная бесступенчатая трансмиссия Toyota Prius, обозначенная аббревиатурой E-CVT, в которой используется планетарная передача и принцип получения необходимого передаточного числа полностью отличается от применяемых в автомобилях.Вернемся к типичной зубчатой передаче. Передаточное число «i» определяется следующим уравнением (10):

На рис. 19а показана передача, снижающая скорость, так называемая редуктор, с передаточным числом i = 2. Передаточное число со следующим передаточным числом (см. рис. 19б):
- снижает частоту вращения в два раза - с n1 до n2,
- увеличивает крутящий момент в два раза - с М1 до М2.
Обратите внимание, что если пренебречь потерями, значение мощности, передаваемой редуктором, не изменится, т.е. N1 = N2.
На рис. 20а показана передача, повышающая скорость, так называемая ускорение, с коэффициентом i = 1/2. Передаточное число со следующим передаточным отношением (см. рис.20б):
- увеличивает скорость вращения в два раза - с n1 до n2,
- уменьшает крутящий момент в два раза - с М1 до М2.

Обратите внимание, что если пренебречь потерями, то это соотношение также не меняет значения мощности, передаваемой трансмиссией, т.е. N1 = N2.

Работа системы привода
Коробка передач и главная передача с дифференциалом расположены между двигателем и ведущими колесами автомобиля - см. рис.21а. Суммарное передаточное число узла привода является произведением:
- передаточного числа передачи, включаемой в данный момент водителем,
- передаточного числа главной передачи.

Общее передаточное число трансмиссии всегда является передаточным отношением, которое снижает частоту вращения двигателя, даже при включенной передаче, передаточное число которого меньше единицы, т. е. передаточное отношение ускорения.
См. график на рисунке 21b. Для двух примерных передач коробки передач № 3 и 4 показано, как изменяются значения частоты вращения, крутящего момента и мощности двигателя за счет работы карданной передачи.Значения этих трех величин на выходе двигателя (точка S системы привода - рис. 21а) принимаются за 100 %.
Если включена 3-я передача коробки передач (рис. 21b), она снижает частоту вращения двигателя (точка B трансмиссии), но одновременно увеличивает крутящий момент на такую же величину. Главная передача вызывает дальнейшее снижение частоты вращения двигателя и в такой же степени увеличение крутящего момента двигателя (точка K трансмиссии). Если на 3.редуктор вместе с главной передачей снижают обороты двигателя примерно в 5 раз и в таком же соотношении увеличивают крутящий момент двигателя.
При включении 4-й передачи в примере коробки передач (рис. 21b) увеличивается число оборотов двигателя (точка B трансмиссии), но в то же время в той же степени снижается крутящий момент. Главный редуктор вызывает снижение частоты вращения двигателя и в такой же степени увеличение крутящего момента двигателя (точка K системы привода).Если включена 4-я передача, она и главная передача снижают частоту вращения двигателя примерно в 4 раза и увеличивают крутящий момент двигателя в таком же соотношении.
Обратите внимание, что если не учитывать потери в системе привода, то вне зависимости от включенной передачи система привода не изменяет значение мощности двигателя - в точках S, B и K системы привода (рис. 21) он равен 100%. Почему? Мощность является произведением скорости вращения и передаваемого крутящего момента. Коробка передач и главная передача изменяют значение частоты вращения двигателя в зависимости от их передаточного числа (формула 10).Крутящий момент двигателя изменяется обратно пропорционально передаточному числу. Таким образом, произведение скорости вращения и крутящего момента, выдаваемого каждой коробкой передач, имеет одинаковое значение.
Очевидно, что потери мощности в карданной передаче действительно есть, чем больше передаваемая мощность и чем сложнее карданная передача. В системе постоянного полного привода (система 4х4) потери больше, чем в системе, в которой ведут только колеса одной оси (система 4х2).

Изменение характеристик двигателя по системе привода
На рис. 22 приведены фактические внешние характеристики двигателя автомобиля Škoda Felicja, на рис. 23а – диаграммы приводного крутящего момента Mnk, а на рис. 23б – силовые диаграммы двигателя Nek на ведущие колеса автомобиля и в зависимости от скорости движения автомобиля. Обратите внимание, что каждая строка обоих графиков выполнена для конкретной передачи коробки передач. Величина полного передаточного отношения системы привода зависит от передаточного отношения.В свою очередь, передаточное число зависит от соотношения, в котором будут изменяться частота вращения и крутящий момент между двигателем и ведущими колесами автомобиля.
При полностью выжатой педали акселератора (двигатель работает по внешней характеристике) наибольшее значение крутящего момента Mnk на ведущих колесах автомобиля доступно на 1-й передаче. Однако на 1-й передаче мы можем ехать со скоростью до 50 км/ч. Если мы переключаемся на последующие передачи с более высокими номерами, мы будем иметь все более низкие значения крутящего момента Mnk на ведущих колесах автомобиля, но мы можем двигаться с более высокими и более высокими скоростями.
Максимальная скорость образцового автомобиля достигается на 5-й передаче – это 150 км/ч. Обратите внимание, однако, что при скорости примерно 135 км/ч необходимо переключаться с 4-й на 5-ю передачу, так как на 5-й передаче выше 135 км/ч значение крутящего момента Mnk на ведущих колесах равно машина выше чем у 4й передачи... передачи. По мере увеличения скорости автомобиля на каждый километр в час сопротивление воздуха увеличивается. Автомобиль может двигаться быстрее, пока у двигателя еще есть «запас» крутящего момента.
А мощность двигателя на ведущие колеса автомобиля? Обратите внимание, что для каждой из передач (рис. 23б), если пренебречь потерями в карданной передаче, мы имеем тот же диапазон мощностей на ведущих колесах автомобиля, что и предлагает двигатель - от близкого к нулю до максимального. Это связано с тем, что мы сказали ранее - если не учитывать потери, шестерни не меняют значения передаваемой мощности двигателя.

MSc Eng. Стефан Мышковски

.Калькулятор передаточного числа

- что нужно о нем знать?

Передаточное число велосипеда – один из важнейших параметров привода. Это зависит от того, насколько быстро мы сможем идти (потенциально) и на какой холм мы сможем подняться.

Почему потенциально? Потому что зная, какое передаточное число у велосипеда и каденс, с которым мы будем крутить педали, мы можем рассчитать скорость. Перво-наперво.

Калькулятор передач для велосипедов с шестернями и без них

Велосипедные приводы можно разделить по количеству передач.Итак, у нас есть решения:

Одна скорость. Самые простые модели оснащены одной передней звездой и одной задней звездочкой. Такое решение обычно используется в детских и городских велосипедах.
Трехскоростной (внутренний). Эти велосипеды имеют многоскоростную втулку. Что это означает? Механизм переключения передач расположен в ступице, поэтому внешнего переключателя нет. Три передачи в таком приводе — распространенное решение, но не единственное. Есть также 7-, 8- и даже 14-ступенчатые версии.Однако принцип тот же.
Многоскоростной (внешний). Тут дело немного сложнее. До недавнего времени стандартом было решение 3*x, спереди было три звезды, сзади 6, 7, 8 и так далее 11 звездочек. Позже производители стали использовать два передних диска, чтобы получить один. По крайней мере, в МТБ велосипедах, потому что в треккинге распространены три диска, а в шоссейном - 2.

Как рассчитать диапазон передач в каждой из этих систем?

Односкоростной привод - в гору не поедешь

Дело простое - один диск спереди, один венец сзади.Предположим, что передняя звездочка имеет размер 48 зуб., а задняя — 16 зуб., а шины имеют диаметр 28 дюймов и ширину 38 мм. Такой велосипед хорошо выглядит, удобен в эксплуатации (не нужно возиться с манетками) и обслуживании. В его случае передаточное число равно 3,15.

Односкоростной привод не очень практичен. Но как это приятно!

Что это означает? Если крутить педали с частотой 60 об/мин, вы разгонитесь до 24,12 км/ч. При 100 об/мин она составит 40,21 км/ч. «Шлифовка» 30 об./ мин. вы пойдете 12 км/ч, а значит, более крутые подъемы лучше преодолевать с "ботинка".

Калькулятор зубчатых колес - внешние зубчатые колеса

Втулочные зубчатые колеса - редкое решение, поэтому мы сразу перейдем к внешним зубчатым колесам. Самый большой диапазон передач в MTB обеспечивает трансмиссия Shimano 3x11. С шатуном 40/32/22 и кассетой 11-40 мы получаем значение 661 процент! Это означает, что при вращении с типичным каденсом 90 об/мин. самая легкая передача — 6,85 км/ч, а самая тяжелая — 45,33 км.Для расчетов мы взяли велосипед на шинах диаметром 29 дюймов и шириной 56 мм.

Ладно, нужен такой широкий набор передач? Нет! И именно поэтому наступила однопластинчатая революция, которой предшествовал двухпластиночный переходный период. Его инициатором выступил американский концерн SRAM с приводом 10-42. Несложно подсчитать, что запас хода такого привода составляет 420 процентов. В настоящее время больше всего — среди крупных компаний — предлагает японская компания Shimano — 510 процентов. Примером такого продукта является кассета Shimano SLX 10-51.

Shimano XT предлагает диапазон передач до 510 процентов! Фото Shimano

Как это влияет на скорость? Движение с частотой вращения педалей 90 об/мин. на самой легкой передаче движемся со скоростью 8,34 км/ч, а на самой тяжелой передаче - 42,34 км/ч.

Глава одиночных цепей выглядит следующим образом:

Shimano 11-42 382%
Shimano XT 11-46 418%
SRAM 10-42 420%
SRAM Eagle 10-50 500%
Shimano Xtr , XT i SLX 10–51 510%
E * thirteen 9–46 511%

Похоже, кроме очень специализированных байков (эндуро для разных гор) МТБ не восходит к двух-, не говоря уже о трех -скорость, диски.В дополнение к достаточному передаточному числу 1 * x, он предлагает значительно более легкое управление, более простое обслуживание и меньший вес. Единственным недостатком является необходимость установки специального ступичного цилиндра в приводы с кассетой с наименьшей звездочкой 10T (или меньше).

Шестерни для шоссейных велосипедов

Шестерни для шоссейных велосипедов устроены несколько иначе. На моделях для выносливости обычно спереди два диска — 50T и 34T. Наиболее универсальную комбинацию обеспечивает кассета 11-34.В этом случае передаточное число велосипеда находится в диапазоне от 4,54 до 1,00, что составляет 454 процента. Стрельба с частотой 90 об/мин. на самой жесткой передаче получаем скорость 52,87 км/ч, на самой мягкой — 11,62 км/ч.

SRAM Red AXS — электронная группа. Производитель сошел с ума - 12-ступенчатая кассета в сочетании с двумя деками обеспечивает 24 передачи.

Профессиональные велосипедисты гораздо чаще выбирают 53/39 и 11-25. При этом передаточное число составляет всего 308 процентов, а максимальная скорость составляет 90 об/мин./ мин. составляет 56,01 км/ч. Это имеет большое значение на относительно ровных участках. Нет никаких указаний на то, что эти отношения радикально изменятся каким-либо образом.

.90 000 Сборка основного вагона - 90 001

Основной

ХХ век - век атома и космических путешествий - это также век бурного развития автомобилестроения. Наблюдая на улицах и дорогах тысячи автомобилей различного назначения, трудно представить себе экономику современной страны без автомобильного транспорта, без машин скорой помощи, пожарных машин, автоцистерн и многих других автотранспортных средств. И все же, хотя создание транспортного средства, которое движется само по себе, долгое время было мечтой дизайнера, история настоящего автомобиля с полезной ценностью восходит к началу этого века.Первые попытки сконструировать транспортное средство, которое передвигалось своим ходом, предпринимались гораздо дольше. В 1600 году в Брюсселе Симон Стевин построил первое парусное судно. Менее чем через сто семьдесят лет - в 1769 году - француз Миколай Юзеф Кюньо сконструировал первый автомобиль с паровым двигателем. У этой машины еще не было собственного очага и для нагревания пара нужно было разводить костер на земле под котлом. В последующие годы был создан ряд более или менее удачных паровых конструкций, конкуренцию которым электромобили стали составлять во второй половине XIX века.Автомобиль с бензиновым двигателем внутреннего сгорания был впервые построен в 1875 году Зигфридом Маркусом, но первый коммерческий автомобиль с бензиновым двигателем мощностью 0,55 кВт, высоковольтной системой зажигания и цепным приводом на задние колеса был построен только через десять лет. Кароль Бенц. 1885 – 1886 годы – прорывы в развитии автомобилестроения. Гот-либ Даймлер и Кароль Бенц после репетиции со своим первым «Настоящие автомобили», они основали две конкурирующие фабрики, позже известные своей продукцией во всем мире.В то же время автомобильная промышленность развивается во многих странах. Во Франции основаны компании Panhard-Levassor (1887), de Dion-Bouton и Peugeot. Чуть позже — только в 1894 году — создается первый американский производитель автомобилей — Duryea Motor Wagon Company. Вскоре после этого были основаны заводы Oldsmobil и Детройтская автомобильная компания, основанная Генри Фордом. Несмотря на сомнительную полезность выпускаемых в то время автомобилей, развитие автомобилестроения на рубеже 20-го века характеризуется исключительным динамизмом.Результаты спортивных мероприятий, проводившихся в то время, являются лучшим доказательством сооружений того времени. Первый мировой рекорд скорости, установленный в 1902 году на автомобиле с двигателем внутреннего сгорания (предыдущие принадлежали паровым или электрическим автомобилям), составил уже 122,4 км/ч. В 1909 году автомобиль Бенца превысил скорость 200 км/ч. Конечно, это было связано с постоянным совершенствованием конструкции автомобиля и методов производства. В Польше автомобильная промышленность стала развиваться намного позже.Первые польские образцы были созданы в Центральной автомобильной мастерской (ЦАМ), основанной в 1921 году. Они были построены инж. Легковые автомобили Тадеуша Танского CWS-T1 и CWS-T2. Однако серийно эти автомобили не выпускались. В 1926 году завод Урсус, производивший до сих пор двигатели внутреннего сгорания для сельского хозяйства, покупает лицензию итальянских грузовиков SPA и начинает выпуск 2-тонного грузовика под названием Урсус - тип А. Также в Урсусе в 1930 году запускается производство двигателей на основании лицензии компании Saurer.Эти двигатели устанавливались на импортные шасси той же фирмы. С 1928 года Ursus организационно входит в состав Państwowe Zakłady Inżynierii (PZInż), которое также производит легковые и грузовые автомобили по лицензии итальянской компании FIAT. Это пассажирские модели 508-III и 518, а также грузовые модели 621 и 618. На базе этих моделей на ПЗИнж было изготовлено множество производных вариантов, в том числе 20-местный автобус. В 1935-1939 годах было разработано много польских конструкций. Это были: прототип большого легкового автомобиля типа LS, прототип грузового автомобиля грузоподъемностью 4,5 тонны, автомобильные двигатели типа 403 и типа 705, мотоциклы Sokół 200, Sokół 600, M-lll и другие.В июле 1939 года началось расширение заводов с целью наладить выпуск 10 000 грузовиков в год. Однако все эти достижения были уничтожены во время войны. После войны польскую автомобильную промышленность пришлось восстанавливать с нуля. Для восстановления разрушенной страны были необходимы все виды транспорта, особенно автомобили. Еще в 1946 году было принято решение о запуске производства грузовика собственной разработки. Под руководством инженера Яна Вернера в Лодзи и Варшаве готовится документация по грузоподъемности грузовика. 3,5 т, отмечен символом Star 20.Тот факт, что первые 10 автомобилей были выпущены в Стараховицах в 1948 году, несмотря на чрезвычайно тяжелые условия, доказывает необычайное усилие, энтузиазм и высокое мастерство людей, строивших в те годы нашу автомобилизацию. Регулярное производство Starów началось в 1949 году. Три года спустя - в 1951 году - на только что построенном заводе Samochodow Osobowych в Варшаве была собрана пробная серия автомобилей FSO Warszawa, строительство которых велось по советской лицензии. В том же году в Люблине началось производство 2,5-тонных грузовиков FSC Lublin, также по советской лицензии, Дальнейшее развитие польской автомобильной промышленности включает в себя не только модернизацию заводов в Стараховицах, Варшаве и Люблине, но и запуск новых заводов, таких как Sanocka Fabryka Autobusów, Jelczańskie Zakłady Samochodowe, Завод транспортных средств доставки в Нысе, Fabryka Mechanizmów Samochodowych в Щецине и многие другие.На смену Old 20 пришли Star 21, Star 25, Star 27, Star 28 и 29 и Star 200. В то же время семейство Star пополнилось множеством производных конструкций, таких как саморазгружающиеся грузовики, тягачи, цистерны, фургоны. , автобусы и др. Был построен внедорожник Star 66, а затем его более новые варианты - Star 660M1 и Star 660M2. В настоящее время выпускается современный внедорожник Star 266. Разработка лицензионной Варшавы, помимо модернизации базовой машины (верхнеклапанный двигатель, измененный кузов и т.), дали целый ряд производных автомобилей - машины скорой помощи, микроавтобусы (Ныса), микроавтобусы (Жук) и т.д. Автобусы San, Jelcz и Sanok, автомобили большой вместимости A80 и Jelcz 315, популярный легковой автомобиль Syrena – следующие этапы развития нашего автомобилестроения. Каждая из этих машин производилась в разных вариантах и постепенно модернизировалась. На базе автомобиля Jelcz 315 было создано семейство автомобилей большой вместимости — десятитонный Jelcz 316 с дополнительной поддерживающей третьей осью, седельный тягач Jelcz 317, автоцистерна и многие другие.Покупка лицензии на легковой автомобиль Polski Fiat 125p в Италии в 1965 году имела большое значение для развития польского автопрома. Приобретение этой лицензии вместе с современной технологической документацией и станочным парком привело к модернизации не только Варшавского FSO, но и многих сотрудничающих с ним небольших автомобильных заводов. Польский Fiat 125p стал символом современности польского автомобилестроения. Экспортируется во многие страны, собирается польскими командами в Югославии, он также является предметом постоянной разработки дизайнеров FSO.На его базе выпускались версии универсал и пикап, а также скорая помощь. Было много модернизационных изменений кузова и шасси. Широкие возможности экспорта и сотрудничества (особенно с Югославией), связанные с производством польского Fiat 125p, стали стимулом для еще более быстрого развития польской автомобильной промышленности. В 1971 году с заводами FIAT было подписано лицензионное соглашение на производство популярного польского автомобиля Fiat 126p, предназначенного для самой широкой аудитории. Polskie Fiaty 126p производится на недавно построенных заводах в Бельско и Тыхах.В настоящее время они являются самыми популярными автомобилями на наших дорогах. В рамках соглашения с заводами FIAT сборка других автомобилей этой фирмы (из импортных деталей) была налажена в Польше в 1971-76 гг. Польские автомобили Fiat 127p собирались на Fabryka Samochodow Małolitrażowych в Бельско, а польские автомобили Fiat 128p, 131p и 132p - на FSO в Варшаве. При этом продолжаются работы по модернизации выпускаемых моделей и подготовке новых. Конструкторы из ФСО в сотрудничестве со специалистами финского FIAT разработали новую модель легкового автомобиля под названием «Полонез».Его производство началось в 1978 году, не прерывая производства польского Fiat 125p. Polonez — автомобиль с совершенно новым кузовом, полностью отвечающим современным тенденциям развития в плане эстетики и эргономики, а также пассивной безопасности. Пять версий двигателя в разработке, улучшенное шасси и очень тщательная антикоррозийная защита делают «Полонез» вполне современным автомобилем, который может успешно конкурировать с автомобилями известных европейских компаний.Особенно динамичное развитие автомобильной промышленности в последнее десятилетие затронуло также грузовые автомобили и автобусы. В 1972 году было заключено лицензионное соглашение с французской компанией Berliet на производство автобусов большой вместимости. В Елчанских заводах Самоходове была начата сначала сборка автобусов Jelcz-Berliet PR 100 французской постройки, а затем производство автобусов Jelcz-Berliet PR 110, сконструированных совместно польскими и французскими специалистами.Эти автобусы вместе с современными Autosan H9 из Санока, способствовал полной модернизации подвижного состава предприятий связи.Одновременно с сотрудничеством с французской компанией Berliet Jelczańskie Zakłady Samochodowe установили контакт с австрийской компанией Steyr. В результате этого сотрудничества в Елче создается современное семейство крупнотоннажных автомобилей Jelcz-Steyr. Завод грузовиков в Стараховицах наладил сотрудничество со шведской компанией Volvo. Завод по производству сельскохозяйственных автомобилей Tarpan был основан в Антонинеке недалеко от Познани. На Заводе грузовиков в Люблине производится семейство новых развозных фургонов.Фургон «Ныса» производства FSD в Нысе проходит модернизацию. И ведь польский автопром — это не только автомобили. Мы также производим мотоциклы и мопеды, широкий ассортимент автомобильных прицепов, созданы заводы, специализирующиеся на производстве агрегатов, таких как коробки передач (Тчев), рулевые механизмы и карданные валы (Щецин), амортизаторы (Кросно) и другие. Развитие производства идет рука об руку с развитием автомобильной техники – СТО, ремонтных заводов и т.д.Столь значительное развитие автомобилестроения в Польше тесно связано с общим экономическим развитием страны и является его необходимой составляющей. Важно понимать, что автомобиль — это средство сообщения, которое проходит там, где нет ни железной дороги, ни самолета. Никакие другие транспортные средства не могут выполнять задачи, которые выполняют автомобили, например, в строительстве, торговле или связи. Сегодня легковые автомобили и автобусы вносят больший вклад в решение сложных коммуникационных задач, чем железные дороги и авиация.Поэтому степень «автомобилизации» страны в настоящее время является одним из основных показателей экономического уровня общества. Наряду с развитием автомобилестроения наблюдаются изменения в конструкции транспортных средств с целью улучшения их эксплуатационных возможностей и повышения комфорта и безопасности использования. Увеличивается грузоподъемность грузовых автомобилей, увеличивается количество разновидностей автомобилей, приспособленных к специализированному транспорту и для выполнения строго определенных задач. Цель – максимально увеличить межремонтный пробег, упростить и сократить количество необходимых работ по техническому обслуживанию, сократить время погрузочно-разгрузочных работ.Эти тенденции проявляются, в том числе, в повышении долговечности узлов, устранении узлов, требующих периодической смазки, применении саморазгружающихся и автоматических погрузочных машин, применении контейнеров и т. д. Наряду со стремлением к улучшению эксплуатационных свойств автомобилей все больше внимания уделяется обеспечению максимальной безопасности и комфорта вождения. Поэтому особое значение приобретают проблемы надежности тормозной и рулевой систем, устойчивости движения автомобиля, конструкции кузова, обеспечивающей максимальную безопасность в случае аварии.Обязательно использование ремней безопасности, разработаны более эффективные фары, направленные на устранение ослепления водителей встречных транспортных средств. Забота об улучшении ездового комфорта проявляется, прежде всего, в разработке конструкции подвесок, сидений, улучшении шумоизоляции и т. д. Не так давно к ездовому комфорту относились как к привилегии легковых автомобилей, учитывая, что в грузовых автомобилях оно является второстепенным делом. Развитие автомобильных перевозок дальнего следования повлекло за собой необходимость обеспечения максимально возможных условий труда для водителя и комфорта пассажиров.Стало очевидным, что вопросы комфорта и, следовательно, снижения утомляемости водителя тесно связаны с вопросами безопасности дорожного движения. Поэтому в современных автомобилях им придается большое значение.

Расчет скорости PFERD

Здесь можно рассчитать оптимальную скорость, диаметр инструмента или скорость резания.

Здесь можно рассчитать диаметр (d) инструмента

Диаметр (d) инструмента имеет решающее значение для правильного расчета скорости резания и скорости. В зависимости от имеющегося привода и числа его оборотов можно рассчитать, какие диаметры инструмента можно использовать на данном приводе.

Здесь можно рассчитать скорость резания (v)

Скорость резания (v) — это скорость, с которой режущая кромка инструмента проходит через заготовку и удаляет стружку. Скорость резания V указывается в метрах в минуту [м/мин] или метрах в секунду [м/с]. Это зависит от числа оборотов данного привода n в минуту [мин-1] и диаметра инструмента d x π (3.14).

Диаметр (d)

Скорость привода (n)

Выберите скорость резания (v)

Здесь можно рассчитать оптимальную скорость (n)

Число оборотов инструмента (n) указывается в оборотах в минуту [мин-1].Необходимое число оборотов определяют из скорости резания V в метрах в минуту [м/мин] или в метрах в секунду [м/с] и диаметра инструмента d х π (3.14).

Hinweis:
Данные скорости соответствующего инструмента относятся к использованию инструмента под нагрузкой. .

Как рассчитать скорость нашего велосипеда. : Гайды

Опишу здесь простой способ расчета скорости развиваемой нашими машинами, если мы знаем обороты двигателя и наоборот: расчет оборотов двигателя, если мы знаем скорость

Для расчета нам потребуются данные по редуктору передаточные числа: первичное (от вала к корзине сцепления), передаточное, от выходной рейки к рейке на колесе и внешней окружности шины в метрах.

-Если мы дали количество зубьев на колесах/звездочках, и у нас нет передаточного числа, мы можем их посчитать, разделив на себя.Например, рейка на валу в Огаре 200 имеет 14 зубьев, диски сцепления 34,34/14 = 2,43, результат означает, что ОДИН оборот диска составляет 2,43 оборота вала, а 14/34 = 0,412 и тогда мы дали что ОДИН оборот вала составляет 0,412 оборота диска, лично я предпочитаю использовать большие числа.

- Выходная шестерня будет установлена, например, 12Z, задняя шестерня 55, 55/12 = 4,59, поэтому один оборот шестерни на колесе составляет 4,59 оборота выходной шестерни двигателя и т. д. Скорость можно рассчитать для каждой передачи, передаточное число которой нам известно, для Огар 200 - передача I равна 2,70, II - 1,48, а III - 1.

- Длина окружности шины рассчитывается как для нормального круга (Pi*d, где d - диаметр шины снаружи), т.е. для оригинальной шины Огар, у которой 21" снаружи, выглядит вот так: 21 * 0,0254 = 0,5334 (переведите дюймы в метры, иначе результат будет неверным) 0,5334 * 3,14 = 1,67м (потому что число Пи равно ~3,14)

-С этими данными мы можем начать считать (в примере описан Ogara 200 при частоте вращения 6500 об/мин на 3-й передаче с шестерней 12Z):
1.Число оборотов (например, 6500) делим на первичное отношение (делим, потому что отдали от корзины к валу, если отдали от вала к корзине, умножаем), то есть 6500/2,43=2674,9
2. Результат делим на передаточное число , для 3 передачи это 1 так что делить нет смысла, для кроме 1 надо.
3. На данный момент нам известно вращение выходного вала, поэтому делим его на отношение от задней к выходной рейке, или умножаем от выходной к задней. 2674,9 / 4,59 = 582,77
4. Скорость у нас почти есть, теперь умножаем результат на внешнюю окружность шины 582,77 * 1,67 = 973,23
5.Данным результатом является скорость в метрах в минуту, для получения результата в км/ч умножьте его на 0,06. 973,23*0,06=58,4 км/ч - это скорость Огара на 3 передаче, с передачей 12Z при 6500 об/мин.

Для обратного расчета просто поменяйте местами знаки и последовательность операций
Для скорости 60 км/ч передаточные числа как указано выше.
1,60 / 0,06 = 1000
2,000 / 1,67 = 598,8
3,598,8 * 4,59 = 2748,5
4,2748,5 * 1 = 2748,5 Больше не гадать сколько мотор порекомендуют на какой стойке, можете посчитать сами

Копировать без согласия автора запрещено!

Расчет передаточного числа шестерен

8.4: Передаточное отношение

калькулятор передаточных чисел для зубчатых передач

передаточные числа рядов и главных пар

Графики зависимости скорости автомобиля от рабочих оборотов двигателя на каждой передаче.

Число передаточное - Энциклопедия по машиностроению XXL

Расчет шкивов

Что такое передаточное число - Motosłownik • AutoCentrum.pl

Передаточное число - откуда оно берется?

Крутящий момент двигателя, мощность и нагрузка (3)

- что нужно о нем знать?

Калькулятор передач для велосипедов с шестернями и без них

Односкоростной привод - в гору не поедешь

Калькулятор зубчатых колес - внешние зубчатые колеса

Шестерни для шоссейных велосипедов

Основной

Расчет скорости PFERD

Здесь можно рассчитать оптимальную скорость, диаметр инструмента или скорость резания.

Здесь можно рассчитать диаметр (d) инструмента

Здесь можно рассчитать скорость резания (v)

Диаметр (d)

Скорость привода (n)

Выберите скорость резания (v)

Здесь можно рассчитать оптимальную скорость (n)

Как рассчитать скорость нашего велосипеда. : Гайды

Смотрите также