MAXUS412 Blog Расчет крутящего момента

Подбор электродвигателя по частоте вращения

Определяется общее передаточное отношение привода:

Принимается:

— передаточное отношение цилиндрической косозубой передачи (/табл. 1.5)

— передаточное отношение червячной передачи (/табл. 1.5)

— общее передаточное отношение

Определяется частота вращения входного вала:

По каталогу выбирается ближайший по частоте вращения электродвигатель.

Необходимые параметры двигателя:

Выбирается двигатель 100S4 с параметрами мощности и частоты вращения (/табл. 1.2):

Определяется действительное общее передаточное отношение:

Уточняются передаточные отношения отдельных ступеней:

Принимается — передаточное отношение червячной передачи (/табл. 1.5)

Тогда:

Тихоходная ступень

Материал колеса — сталь 40X(термообработка-улучшение).

Материал шестерни — сталь 40ХН(термообработка-закалка ТВЧ).

По таблице 3.1 имеем:

для шестерни: ;

для колеса: МПа

Отметим что шестерня входит в зацепление 3 раза, колесо 1 раз.

где — твёрдость рабочей поверхности зубьев, — предел текучести материала.

Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость и на изгибную выносливость по таблице 4.1, учитывая режим работы №III: ; .

Определим число циклов перемены напряжений на контактную и изгибную выносливость соответственно по графику 4: , , .

Ресурс передачи, т.е. суммарное время работы, задано в расчёте, и имеет следующее значение: .

Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно: , , где:

— частота вращения шестерни; и — число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.

Рассчитаем эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость: , где:

— коэффициенты приведения на контактную выносливость; — суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.

Найдём эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость: принимаем NFE1= 4•106,

, где

— коэффициенты приведения на изгибную выносливость; — суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.

Определим предельные допускаемые напряжения при действии пиковых нагрузок:

при расчете на контактную выносливость

при расчете на изгибную выносливость

Определим допускаемые напряжения для расчёта на контактную выносливость:

Определим допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

Так как HBср1-HBср2=505-285=220>70 и HBср2=285

Принимаем меньшее значение H=762,6 МПа

Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:

и ,

где и — коэффициенты концентрации нагрузки по ширине венца; и — коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).

Определим относительную ширину венца:

,

где=4

-для косозубых передач и принимаем

По таблице 5.2. и 5.3, схемы 7 расположения зубчатых колёс относительно опор и варианта соотношения термических обработок находим ,

Значения определяются по табл.5.6 по известной окружной скорости:

=nэд=1410 мин-1- частота вращения быстроходного вала,

=58 — крутящий момент на валу,

=4 — передаточное число данной ступени редуктора, коэффициент определяется по табл.5.4 в зависимости от вида передачи.

Для 8-й степени точности изготовления передачи получим, что

и .

Находим значения коэффициентов нагрузки:

Определим предварительное значение межосевого расстояния:

где ша = 0,35 — коэффициент ширины передачи.

=4 — передаточное число редуктора;

= 762,6 МПа — допускаемое контактное напряжение;

=1,055 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяем по Рис.6.2;

=394,82 Н м- крутящий момент на валу колеса;

По стандартному ряду принимаем а = 100 мм

Определяем рабочую ширину колеса:

Ширина шестерни: .

Вычислим модуль передачи по формуле:

,

где =339,26 МПа — изгибное напряжение на колесе; , . Тогда . Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563-60 выбираем значение .

Минимально возможный угол наклона зубьев для косозубой передачи

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев: . Округлив это число в меньшую сторону, получаем .

Определяем действительное значение угла и сравниваем его с минимальным значением:

, .

Найдём число зубьев шестерни и колеса , учитывая что минимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи: .

Итак получим: ; .

Найдём фактическое передаточное число тихоходной ступени: . Таким образом фактическое передаточное число совпадает с заданным.

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим:

где — коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость;

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбираем по табл.6.4;

— коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл.6.2;

— коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: .

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.

, ,

где — модуль косозубых колёс;

— угол наклона зуба;

Проверка: , откуда 40+160=2·100, т.е. 200=200 — верно.

Определим диаметры окружностей вершин зубьев и впадин зубьев . ;

Определим силы, действующие на валы косозубых колёс.

Окружная сила:

,

Радиальная сила: ,

где — угол зацепления; — угол наклона зуба.

Осевая сила: .

1. Расчет поршня.

На
основании данных расчетов (теплового,
скоростной характеристики и динамического)
получили: диаметр цилиндра D
= 93 мм,

ход
поршня S
= 93 мм, действительное максимальное
давление сгорания р_д
= 8,037 МПа при n_M
= 2250 мин-1,
площадь поршня F_п
= 67,9291 см2,
наибольшую нормальную силу N_max
= 2,962 МН, массу поршневой группы m_п
= 0,936 кг, частоту вращения n_x.xmax
= 4950 мин-1
и

= 0,28.

В
соответствии с существующими аналогичными
двигателями и с учетом
соотношений принимаем:

толщину
днища поршня в диапазоне
0,085,
соответственно – δ =
7,9 мм;

высоту
поршня в диапазоне
0,5,
соответственно
– Н = 47 мм;

высоту
юбки поршня в диапазоне
0,68,
соответственно –h_ю=
63 мм;

радиальная
толщина кольца в диапазоне
0,042,
соответственно –t
= 3,9 мм;

радиальный
зазор кольца в канавке поршня в диапазоне
0,9
мм,

толщина
стенки головки поршня в диапазоне
0,091,
соответственно –S=
8.5 мм;

величина
первой кольцевой перемычки в диапазоне
0,043,
соответственно –h_п=
4 мм;

число
8
и диаметр масляных каналов в поршне в
диапазоне1,5
мм; соответственно –а
= 3,2 мм, d_м/
а = 0,47.

Материал
поршня и цилиндра – эвтектический
алюминиевый сплав с содержанием кремния
около 12%, a_п
=

1/К, a_ц
=

1/К

Напряжение
изгиба в днище поршня

где
r_i
– внутренний радиус днища.

допустимое
значение для поршней из алюминиевых
сплавов [σ_из]=20-25
МПа при наличии ребер жесткости [σ_из]=
50-150 МПа

Днище
поршня должно быть усилено ребрами
жесткости. Кроме того, в целях повышения
износо- и термостойкости поршня
целесообразно осуществить твердое
анодирование днища и огневого пояса,
что уменьшит возможности перегрева
днища, а также пригорания верхнего
компрессионного кольца.

Напряжение
сжатия в сечении х
– х

,

где

–диаметр
поршня по дну канавок;

–внутренний
диаметр поршня;

–площадь
продольного диаметрального сечения
масляного канала.

30,328
МПа; допустимое
значение для поршней из алюминиевых
сплавов [σ_сж]=
30-40 МПа.

Напряжение
разрыва в сечении х
– х

масса
головки поршня с кольцами, расположенными
выше сечения х
– х:

максимальная
разрывающая сила:

напряжение
разрыва:

допустимое значение для поршней из
алюминиевых сплавов [σ_р]=
4-10 МПа.

Напряжение
в верхней кольцевой перемычке

среза:

изгиба:

сложное:

допустимое значение для поршней из
алюминиевых сплавов [σ_Σ]=
30-40 МПа.

Удельное
давление поршня на стенку цилиндра

Ускорение
приработки юбки поршня, а также уменьшение
трения и снижения износа пары – юбка
поршня – стенка цилиндра – достигается
покрытием юбки поршня тонким (0,003 –
0,005 мм) слоем олова, свинца или
оловянно-свинцового сплава.

Гарантированная
подвижность поршня в цилиндре

достигается
за счет установления диаметральных
зазоров между цилиндром и поршнем при
их неодинаковом расширении в верхнем
сечении головки поршня

и нижнем сечении юбки
.

Диаметры
головки и юбки поршня с учетом монтажных
зазоров:

по
статистическим данным
и;

выбираем:
0,6882
мм, и0,1767
мм;

мм;93-0,688=92,3118
мм;

мм,
93-0,177=92,8233
мм;

Диаметральные
зазоры в горячем состоянии:

При
жидкостном охлаждении Т_ц
= (383-338)К, Т_г
= (473-723)К, Т_ю
= (403-473)К;

принимаем:
Т_ц
= 386,8 К, Т_г
= 664,1 К, Т_ю
=456,5 К, Т
=273 К;

Т_ц
,Т_г
,Т_ю
– соответственно температура стенок
цилиндра, головки и юбки поршня в рабочем
состоянии.

0,03059
мм;

0,01008
мм;

Расчет и построение нагрузочных диаграмм двигателя

Наличие
номинальных данных позволяет приступить
к расчету нагрузочной диаграммы
двигателя. При расчете нагрузочной
диаграммы для целей проверки двигателя
по нагреву можно пренебречь электромагнитными
переходными процессами и учесть
динамические нагрузки на основе
тахограммы привода (диаграммы скорости
электропривода)

3.1.
Для построения зависимости
определяем время разгона и замедления
при постоянном ускорении наi-м
периоде диаграммы

,

где
— начальное и конечное значения угловой
скорости рабочей машины на данном
участке;- угловое ускорение (замедление) рабочей
машины наi-м
участке диаграммы, определяемое как

;
( время на третьем участке)

(время
на четвертом участке).

(время
на пятом участке).

(время
на седьмом участке).

3.2.
Нагрузочная диаграмма двигателя M=f(t)
(рис.3d)
может быть получена в результате
суммирования статического и динамического
моментов
.
Поэтому значение требуемого момента
на валу двигателя вi-й
точке диаграммы определяем из уравнения
движения:

,

где
M_ci
– момент статического сопротивления,
J
— суммарный момент инерции системы,
приведенный к валу двигателя. Для этого
предварительно рассчитывают M_ci
в i-й
точке нагрузочной диаграммы рабочего
механизма, соответствующей началу или
концу каждого участка тахограммы1,
а так же приведенный момент инерции:

(
момент на третьем участке).

(
момент на пятом участке).

(момент
на седьмом участке).

(номинальный
момент)

,

где
m
– число одновременно работающих
механизмов,

3.3.Диаграмма
токов

;
( номинальный ток для двигателя).

;
(ток на третьем участке).

;
(ток на пятом участке).

;
(ток на седьмом участке).

Установившийся
режим:

(ток
на четвертом участке).

3.4
Режим работы электропривода

Построенные
нагрузочные диаграммы позволяют
обосновать и выбрать режим работы
двигателя на каждом участке.

Если
в период замедления момент положительный,
применяем торможение в двигательном
режиме. Если момент отрицательный,
применяем динамическое торможение.

Если
в диаграмме в период замедления тормозной
момент
,
с относительно небольшой ошибкой времени
торможения принимаем торможение
свободным выбегом.

3.5.
Проверка выбранного двигателя

Продолжительность
включения

,

где
полное время цикла работы

Т.к
ПВ60%,
двигатель проверяют как для длительного
режима.

Полное
время цикла работы

Номинальное
значение угловой скорости:

=
104

Сопротивление
якорной цепи двигателя:

Ом

От чего зависит полка крутящего момента

Согласно расчетной формуле Мкр = F х L, где F – это сила, а L – длина плеча, момент вращения будет зависеть от КПД сгорания топливно-воздушной смеси (F) и величины хода поршней (L).

Поскольку автомобиль – это комплексный механизм, на крутящий момент двигателя влияет ряд характеристик других узлов и агрегатов. Ведущие колеса автомобиля будут получать максимальное тяговое усилие лишь в тот момент, когда взаимодействие механизмов является оптимальным. Пик крутящего момента достигается на таких оборотах двигателя, когда наполнение камеры сгорания рабочей смесью, сжигание продуктов горение и вывод отработавших газов осуществляется с минимальными механическими потерями. Для каждого двигателя этот параметр колеблется в зависимости от конструктивных особенностей и типа используемого топлива.

1.3. Расчет основных геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи

1). Ориентировочное
значение межосевого расстояния а_w
определяют из условия контактной
выносливости.

Межосевое расстояние,
мм

, (4.4.)

где К
₁
= 495 — для передач с прямыми зубьями;

К
₁ = 430 — для передачс косыми и
шевронными зубьями.

Коэффициент
ширины зубчатого венца по межосевому
расстоянию Ψ_ba

Таблица 11

Значение коэффициента
ширины зубчатого венца колеса

Вид передачи	Коэффициент ширины	Прямозубая или косозубая	Шевронная
Цилиндрическая		0,2; 0,25; 0,315; 0,4	0,4; 0,5;

Вычисленное
значение межосевого расстояния a_w
необходимо
сравнить со стандартным рядом и принять
ближайшее стандартное (табл. 12).

Таблица 12

Межосевое
расстояние зубчатых передач по ГОСТ
2185-66

aw	I ряд	80	100	125	160	200	250	315	400	500
II ряд	90	112	140	180	225	280	355	450	660

Примечание.
Первый ряд следует предпочитать второму.

2). Значения модуля
зубчатых колес вычисляют по соотношению

m= (0,01 …0,02)·a_w
,
(4.5)

после чего принимают
стандартное значение
по ГОСТ 9563-80.

Таблица 13

Модули зубчатых
передач

m	I ряд	1,5	2	2,5	3	4	5	6	8	10
II ряд	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7	9	11

Примечание.
Первый ряд следует предпочитать второму.

Для косозубой и
шевронной передачи стандартным считается
нормальный модуль m_n
.

3). Суммарное число
зубьев передачи z_Σ
= z₁
+ z₂,

где z₁—
число зубьев шестерни; z₂
—
число зубьев колеса.

(4.6)

(число зубьев
необходимо округлить до ближайшего
целого числа).

Для косозубой
передачи угол наклона зубьев предварительно
можно взять β
= 10°, а для шевронной — 30°. Затем величину
угла уточняют

(4.7)

Вычисление cos надо
выполнять с точностью до пяти цифр после
запятой.

4). Фактическое
передаточное число редуктора
не должно отличаться от принятого
стандартного, более чем на ± 4%

Δu
=
.
(4.8)

5). Делительные
диаметры шестерниd₁
и колесаd₂
:

(4.9)

(Для
прямозубой
передачи cos
β= cos0o= 1) .

Правильность
выполненных расчетов проверяют
по соотношению

(4.10)

Если межосевое
расстояние получилось равным стандартному
значению без
округления,
то это означает, что делительные диаметры
рассчитаны правильно. В противном
случае необходимо уточнить величину
cosβ
и повторить расчет.

6). Диаметры
окружностей вершин зубьев шестерни и
колеса:

(4.11)

7). Диаметры
окружностей впадин зубьев шестерни и
колеса:

(4.12)

Ширина
зубчатого венца
колеса и шестерни, соответственно

;(4.13)

Полученные значения
ширины колеса и шестерни следует
округлить до целого числа по нормальным
линейным размерам.

Определение мощности электродвигателей механизмов

Определение мощности электродвигателей механизмов

Работа исполнительного механизма характеризуется: силой со­противления F, которую необходимо преодолеть при выполнении тех­нологического процесса; скоростью движения υ или числом оборотов п, или угловой скоростью ω частей механизма, полезной Р_поли по­требляемой Р_пот мощностью.

При работе исполнительного механизма с постоянной скоростью преодолеваются лишь статические сопротивления, состоящие из полез­ного и вредного сопротивлений (трение в механизмах, сопротивление среды и др.). При неравномерном движении полное сопротивление слагается из статического сопротивления и динамического сопротивле­ния, вызываемого инерцией движущихся масс.

При вращательном движении силы сопротивления можно заменить моментами;

где М —полный момент сопротивления;

М_с—статический момент сопротивления;

М_d — динамический момент сопротивления.

Статический момент сопротивления М_с слагается из момента по­лезного сопротивления М_пол и момента сил трения М_тр

При равномерном вращательном движении мощность Р_вр равна произведению момента вращения М_с на угловую скорость ω:

где п — число оборотов в минуту.

Так как 1 квт = 1,36 л. с., или 102 кГ·м/сек, то

Примеры расчёта мощности электродвигателей

Мощность электродвигателя токарного станка

где F_p— усилие резания, кГ;

υ_р — скорость резания, м/мин;

η — к. п. д. станка.

Иногда для подсчёта мощности двигателя пользуются выражени­ем крутящих моментов (двойных для удобства вычисления):

2М_р = F_pd,  кГ·м,

где Fр — усилие резания, кГ:

d — диаметр обрабатываемого изделия, м.

В этом случае мощность двигателя определяется по следующей формуле:

Мощность электродвигателя сверлильного станка

гяе 2М_р — двойной крутящий момент резания на сверле, в кГ·м;

п — число оборотов сверла в минуту;

η — к. п. д. станка.

Примечание. По аналогичным формулам определяется мощ­ность двигателей для строгальных и фрезерных станков.

Мощность электродвигателя вентилятора

где Q — производительность вентилятора, м3/ сек;

H— давление или разряжение, мм вод. ст.;

η_в—к. п. д. вентилятора (осевого от 0,4 до 0,7; центробежного До 0,8);

η_n—к. п. д. передачи от электродвигателя к вентилятору.

Мощность электродвигателя насоса

где Q — производительность насоса, м3/ч ;

γ — удельный вес жидкости, кГ / дм3 ;

Н — расчётная высота (м) подачи, состоящая из четырёх слагае­мых:

h₁—высота всасывания, т. е. расстояние от уровня жидкости до оси насоса;

h₂—высота нагнетания, т. е. расстояние от оси насоса до наибо­лее высокого пункта потребления;

h₃— напор, учитывающий потери во всасывающем и нагнетатель­ном трубопроводах, на поворотах, в вентилях и т. п.

h₄—свободный напор, обеспечивающий определённую скорость вытекания воды из трубы;

η_н—к. п. д. насоса (для центробежных насосов высокого давле­ния 0,5—0,8, низкого давления 0,3 — 0,6);

η_n —к. п. д. передачи от двигателя к насосу.

Мощность электродвигателя компрессора

где Q — производительность компрессора, м3/ сек;

η_к—к. п. д. компрес­сора;

η_n— к. п. д. передачи;

А_n— изотермическая работа (кГ·м) сжатия 1 м3 атмосферного воздуха до давления р₁ = р + 1 аm;

А_а—адиабатическая работа (кГ·м) сжатия 1 м3 атмосферного воз­духа до давления р₁ = р + 1 ат;

р — конечное избыточное давление сжатия, ат.

Мощность электродвигателей крановых установок

Двигатель механизма подъёма

где G_н— номинальный поднимаемый груз, кГ;

G — вес приспособлений для подъёма груза, кГ;

υ —скорость подъёма груза, м /сек; η — к. п. д. механизма.

Двигатель механизма горизонтального перемещения

Где G₁ — собственный вес тележки (или моста), кГ;

k —коэффициент, учитывающий трение реборд колеса о рельс;

μ— коэффициент трения скольжения;

r — радиус шейки вала, см;

f — коэффициент трения качения;

υ₁ — скорость передвижения механизма, м/сек;

R— радиус колеса, см;

η — к. п. д. механизма.

Чтобы оставить комментарий зарегистрируйтесь или авторизируйтесь пожалуйста на сайте.

4. Проверочный расчёт зубьев колеса на выносливость по контактнымнапряжениям.

Определение
фактической скорости в зацепление:

Вывод:
поскольку Uфакт
>1м/c
, значит подшипники смазывают жидкостной
смазкой.

Данной
скорости соответствует 8-я степень
точности колёс, значит значение
коэффициентов и крутящего момента не
изменяются.

3.5. Проверочный расчёт зубьев
колеса на выносливость по напряжениямизгиба.

3.6. Определение сил в
зацепление зубчатой цилиндрической
передачи.

Ft
– окружная силу, направленная по
касательной к делительной окружности.

Fr
– радиальная
сила, направленная по радиусу от точки
зацепления к центру колеса

Fa
– осевая сила, направленная вдоль оси
колеса.

3.7. Выводы

Выбран
материал и термообработка колеса и
шестерни.

Определены
допустимые напряжения для зубьев колеса
и шестерни.

Определены
геометрические параметры передач.

Выполнена
проверка зубьев колеса по напряжениям
изгиба и контактных напряжениям. Зубья
прочные.

Определены
силы в зацеплении.

1. Конструктивные размеры
   корпуса редуктора.

4.1.
Основные элементы корпуса:

4.1.1.
толщина стенки корпуса:

Принимаем
.

4.1.2.
толщина стенки крышки редуктора:

Принимаем

4.1.3.
толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

4.1.4.
толщина нижнего пояса (фланца) крышки
корпуса:

4.1.5.
толщина нижнего пояса корпуса:

Принимаем
p=20
мм

4.1.6.
толщина ребер основания корпуса:

4.1.6.
толщина ребер крышки:

4.2.
Диаметр фундаментных болтов:

Болты
с резьбой М20

Приму
число фундаментных болтов 4.

4.3.
Диаметр болтов крепящих крышку корпуса
у подшипников:

Приму
болты с резьбой М12

4.4.
Диаметр болтов соединяющих крышку с
корпусом:

Приму
болты с резьбой М10

1. Выбор подшипников и проверка
   их на долговечность

   1. Быстроходный вал

Проверочный расчёт
подшипника вала редуктора выполним для
наиболее нагруженной опоры под действием
на него Pэкв
по взависимости:

min

Где Lh
– фактическая долговечность подшипника
под действием на него Pэкв;

– допускаемая долговечность подшипника,
=12000-36000
ч (для подшипниковых опор валов зубчатых
передач).

Плоскость YOZ

Строим
эпюру MFt

Плоскость
XOZ

Строим
эпюру MFt

Суммарные
реакции в опорах

Для
установки в опоры вала примем подшипники
шариковые радиальные однорядные №208:
d
= 40 мм; D
= 80 мм; В = 18 мм; С
= 17,8 кН; Сr
— 32,0 кН ГОСТ 8338-75.

Определим
эквивалентную нагрузку :

где V
=
1
— при вращении внутреннего кольца
подшипника;

Кб
— коэффициент безопасности, Кб = 1,6 ;

Кт —
температурный коэффициент, Кт = 1,35 ;

X
= 1,0, Y=0

Тогда

Номинальная
долговечность подшипника в часах :

,

Что удовлетворяет
условию, окончательно выбираем подшипник
№208.

Номинальный момент — электродвигатель

Номинальный момент электродвигателей в каталогах не указывают. Поэтому в выражении ( 3 — 53) его целесообразно выразить через номинальную мощность.
 

В синхронном приводе лебедки номинальный момент электродвигателя согласовывается с номинальным моментом электромагнитной муфты. Индукционная электромагнитная муфта при максимальном токе возбуждения способна обеспечить передачу момента, не превышающего двухкратный от номинального.
 

Для плавного пуска рабочего органа вращающий момент Тм центробежной муфты должен превышать номинальный момент Тэ электродвигателя.
 

Зависимость массы электродвигателей от номинального момента.| Показатели серийных буровых лебедок.

С Другой стороны, увеличение передаточного отношения между подъемным валом и валом электродвигателя приводит к снижению необходимого номинального момента электродвигателя, а следовательно, его массы и стоимости ( рис. 55) при некотором увеличении массы коробки скоростей.
 

Значение Мср изменяется в зависимости от включенных кинематических цепей, и в первом приближении можно принять следующие его значения в функции номинального момента электродвигателя / И: ЗМЯ для повышающих передач; 2М для повышающих передач и последней понижающей; 1 5 М для одной повышающей и остальных понижающих передач; Мн для понижающих передач.
 

Схема разгона механизмов с приводом от электродвигателя переменного тока с фазным ротором.

Максимальный пусковой момент Мша ч пуск двигателей постоянного тока и переменного тока с фазным ротором ограничен реостатными характеристиками, максимальный момент за период пуска принимают 1.8 — 3 2 номинального момента электродвигателя.
 

Скручивание образца после его выбуривания происходит в период запуска электродвигателя при его реверсировании; момент скручивания должен обеспечиваться пусковым моментом привода керноотборника, который в 2 — 3 раза ниже номинального момента электродвигателя при питании прибора через каротажный кабель большого сопротивления.
 

Однако наравне с преимуществами синхронные электродвигатели имеют и ряд недостатков: во-первых, ограниченное применение синхронных электродвигателей для механизмов с ударной нагрузкой; во-вторых, при моменте сопротивления механизма более 40 % номинального момента электродвигателя применяются сравнительно сложные и недостаточно надежные схемы пуска.
 

Схему с наглухо приключенным возбудителем, если он находится на одном валу с электродвигателем, применять для приводов, у которых момент в процесса пуска требуется порядка 15 — 25 % от номинального момента электродвигателя.
 

Величина допустимой кратковременной перегрузки двигателей постоянного тока ограничивается появлением значительного искрения под щетками. Поэтому не допускают нагрузки двигателя постоянного тока моментом, превышающим более чем в А, 2 — ь 2 5 раза номинальный момент электродвигателя. Согласно ( 34) и ( 36) по мере уменьшения магнитного потока возрастают скорость холостого хода и наклон характеристик.
 

Двигатели переменного тока с короткозамкнутым и фазовым ротором, а также двигатели постоянного тока могут выполняться в виде самотормозящего электродвигателя. Тормозной момент такого тормоза обычно в 1 5 — 2 раза больше номинального момента электродвигателя.
 

Номинальная частота вращения вала электродвигателя при наличии промежуточной трансмиссии между валом буровой лебедки и электродвигателем может быть выбрана любой предусмотренной стандартом. Однако относительное сокращение времени разгона может достигнуть существ, величин ( 10 — 15 %) только для высших скоростей подъема, причем абс. С др. стороны, увеличение передаточного отношения приводит к снижению номинального момента электродвигателя, его массы и стоимости при нек-ром увеличении массы цепной или зубчатой коробки передач.
 

Сечение проводов обмотки электродвигателя зависит от величины силы тока, проходящего по ней. Сечение магнитопровода пропорционально величине магнитного потока. Таким образом, размеры электродвигателя определяются расчетными значениями тока и магнитного потока или, учитывая формулу ( 14), номинальным моментом электродвигателя.
 

Расчет червячной передачи

Для червяка выбираем материал сталь 45 с закалкой по поверхности не менее HRC 45 и последующей шлифовкой зубьев.

Для венца зубчатого колеса принимаем материал бронзу БрА9Ж3Л с отливкой в песчаную форму.

По (/табл. 4.9) выбираем допустимое контактное напряжение:

Скорость скольжения в зацеплении предварительно принимаем равной

Берем коэффициенты:

(/табл. 4.8)

(/стр. 67)

Находим допустимое напряжение изгиба для нереверсивной работы

Так как венец червячного колеса изготовлен из бронзы то , где

K_FL-коэффициент долговечности

— суммарное число циклов перемен напряжений

Определяются основные параметры передачи и сил, действующих в зацеплении:

Передаточное отношение червячной передачи

Червяк четырехзаходный поэтому z₁=4

Находим число зубьев червячного колеса ,

Предварительно коэффициент диаметра червяка принимаем равным (/стр. 103)

Крутящий момент на валу берем из кинематического расчета:

Предварительно принимаем коэффициент нагрузки:

-коэффициент нагрузки

Вычисляется межосевое расстояние:

Находится расчетный модуль:

Согласно ГОСТ 2144-76 (/табл. 4.2) стандартных значений выбираем и

Пересчитываем межосевое расстояние при стандартных значениях модуля и коэффициента диаметра:

Согласно стандартного ряда принимаем значение ( стр. 36) ГОСТ 2185-66

Вычисляются делительные диаметры, диаметры вершин витков и зубьев, а также диаметры впадин червяка и червячного колеса:

; ;

; ;

; ;

Определяется длина нарезанной части шлифованного червяка

Определяется ширина венца:

Находим наибольший диаметр червяного колеса (/ табл. 5.2)

Находим окружную скорость червяка:

Угол подъема витка червяка (/табл. 4.3):

При и

Находим скорость скольжения:

Данной скорости соответствует(/табл. 4.9)

Находим отклонение:

Уточняется КПД червячного редуктора:

При приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованных витков червяка равен:

(/табл. 5.4)

Приведенный угол трения (/табл. 5.4);

Выбираем 7-ю степень точности передачи (/табл. 4.7);

Коэффициент долговечности в этом случае равен

Определяются силы, действующие в зацеплении:

Определяется окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:

Где: делительный диаметр червячного колеса.

крутящий момент на валу.

Определяется осевая сила на червяке и осевая сила на колесе:

Определяется радиальная (распорная) сила:

угол профиля в осевом сечении червяка.

Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную выносливость:

Находим коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

При инаходим (/табл. 5.8)

Вспомогательный коэффициент (/табл. 5.9)

, где

-коэффициент неравномерности распределения

Находим коэффициент нагрузки:

-коэффициент долговечности (/табл. 5.10)

-коэффициент неравномерности распределения (величина расчетная).

Проверяем контактное напряжение:

Сравниваем расчтеное напряжение и допустимое контактное напряжение:

-расчетное напряжение

-допустимое напряжение

Результат расчета следует признать удовлетворительным так как расчетное напряжение

() ниже допустимого () на 12,5% (допускается до 15%)

Выполняется проверка прочности зуба червячного колеса на изгиб:

Находим эквивалентное число зубьев:

-коэффициент формы зуба (/табл. 5.13)

Находим напряжение изгиба:

Считаем показания удовлетворительными так как напряжения расчетные значительно ниже рассчитанного ранее ;

9. Расчет маховика.

Основное
назначение маховика – обеспечение
равномерности хода двигателя и создание
необходимых условий для трогания машины
с места. Для автомобильных двигателей,
работающих обычно с большой недогрузкой,
характерен облегченный разгон машины
и поэтому маховик автомобильного
двигателя, как правило, имеет минимальные
размеры.

Расчет
маховика сводится к определению момента
инерции J_м
маховика, махового момента
,
основных размеров и максимальной
окружной скорости. Для расчета можно
принять, что момент инерции маховика
со сцеплением автомобильного двигателя
составляет 80-90% от момента инерции J
двигателя.

,

где

— масса маховика, кг; D_cp
– средний диаметр маховика, м.